Допуск позиционный это

Допуски расположения

Допуски расположения - это наибольшие допустимые отклонения реального расположения поверхности (профиля), оси, плоскости симметрии от его номинального расположения.

При оценке отклонений расположения отклонения формы (рассматриваемых поверхностей и базовых) должны быть исключены из рассмотрения (Рис 12). При этом реальные поверхности заменяют прилегающими, а за оси, плоскости симметрии принимают оси, плоскости симметрии и центры прилегающих элементов.

Допуски параллельности плоскостей - это наибольшая допускаемая разность наибольшего и наименьшего расстояний между прилегающими плоскостями в пределах нормируемого участка.

Рис. 12.

Для нормирования и измерения допусков и отклонений расположения вводятся базовые поверхности, оси, плоскости и т.д.Это поверхности, плоскости, оси и т.д., которые определяют положение детали при сборке (работе изделия) и относительно которых задаётся положение рассматриваемых элементов. Базовые элементы на чертеже обозначаются знаком ; используются большие буквы русского алфавита. Обозначение баз, разрезов (А-А) не должны дублироваться. Если базой является ось или плоскость симметрии знак ставится на продолжение размерной линии:

Допуск параллельности 0,01мм относительно базовой

поверхности А.

Допуск соосности поверхности в

диаметральном выражении 0,02мм

относительно базовой оси поверхности

В том случае если конструкторская, технологическая (определяющая положение детали при изготовлении) или измерительная (определяющая положение детали при измерении) не совпадают следует выполнить пересчет выполненных измерений.

Измерение отклонений от параллельных плоскостей.

Рис 13.

(в двух точках на заданной длине поверхности)

Отклонение определяется как разность показаний головки на заданном интервале друг от друга (головки на «0» выставляются по эталону).

Допуск параллельности оси отверстия относительно базовой плоскости А на длине L.

Рис 14. (Схема замера)

Допуск параллельности осей.

Отклонение от параллельности осей в пространстве - геометрическая сумма отклонений от параллельности проекций осей в двух взаимно перпендикулярных плоскостях. Одна из этих плоскостей является общей плоскостью осей (т.е. проходит через одну ось и точку другой оси). Отклонение от параллельности в общей плоскости - отклонение от параллельностипроекций осей на их общую плоскость. Перекос осей - отклонение от проекций осей на плоскость перпендикулярную к общей плоскости осей и проходящую через одну из осей.

Поле допуска - это прямоугольный параллелепипед со сторонами сечения -, боковые грани параллельны базовой оси. Или цилиндр

Рис 15. Схема замера

Допуск параллельности оси отверстия 20H7 относительно оси отверстия 30Н7.

Допуск соосности.

Отклонение от соосности относительно общей оси – это наибольшее расстояние между осью рассматриваемой поверхности вращения и общей осью двух или нескольких поверхностей.

Поле допуска соосности – это область в пространстве, ограниченная цилиндром, диаметр которого равен допуску соосности в диаметральном выражении (Ф = Т) или удвоенному допуску соосности в радиусном выражении: R=T/2 (рис. 16)

Допуск соосности в радиусном выражении поверхностей и относительно общей оси отверстий А.

Рис 16. Поле допуска соосности и схема замера

(отклонение оси относительно базовой оси А-эксцентриситет); R-радиус первого отверстия (R+e) – расстояние до базовой оси в первом положении замера; (R-e) – расстояние до базовой оси во втором положении после поворота детали или индикатора на 180 градусов.

Индикатор регистрирует разность показаний (R+e)-(R-e)=2e=2 - отклонение от соосности в диаметральном выражении.

Допуск соосности шеек вала в диаметральном выражении 0,02мм (20мкм) относительно общей оси АБ. Валы такого типа устанавливаются (базируются) на опоры качения или скольжения. Базой является ось, проходящая через середины шеек вала (скрытая база).

Рис 17. Схема несоосности шеек вала.

Смещение осей шеек вала приводит к перекосу вала и нарушению эксплуатационных характеристик всего изделия в целом.

Рис 18. Схема замера несоосности шеек вала

Базирование производится на ножевые опоры, которые помещаются в средние сечения шеек валов. При замере отклонение получается в диаметральном выражении DÆ = 2e.

Отклонение от соосности относительно базовой поверхности определяют обычно измерением биения проверяемой поверхности в заданном сечении или крайних сечениях – при вращении детали вокруг базовой поверхности. Результат измерения зависит от некруглости поверхности (которая приблизительно в 4 раза меньше отклонения от соосности).

Рис 19. Схема замера соосности двух отверстий

Точность зависит от точности пригонки оправок к отверстию.

Рис. 20.

Замер зависимого допуска можно производить с помощью калибра (рис. 20).

Допуск соосности поверхности относительно базовой оси поверхности в диаметральном выражении 0,02мм, допуск зависимый.

Допуск симметричности

Допуск симметричности относительно базовой плоскости – наибольшее допускаемое расстояние между рассматриваемой плоскостью симметрии поверхности и базовой плоскостью симметрии.

а)

б)

Рис 21. Допуски симметричности, схемы замера

Допуск симметричности в радиусном выражении 0,01мм относительно базовой плоскости симметрии А (рис. 21б).

Отклонение DR (в радиусном выражении)равно полуразности расстояний А и Б.

В диаметральном выражении DТ = 2e = А-Б .

Допуски соосности и симметричности назначаются на те поверхности, которые отвечают за точную собираемость и функционирование изделия, где не допускается значительных смещений осей и плоскостей симметрии.

Допуск пересечения осей.

Допуск пересечения осей – наибольшее допускаемое расстояние между рассматриваемой и базовой осями. Он определяется для осей, которые при номинальном расположении должны пересекаться. Допуск задается в диаметральном или радиусном выражении (рис. 22а).

Рис 22. а)

Допуск пересечения осей отверстий Æ40H7 и Æ50H7 в радиусном выражении 0,02мм (20мкм).

б)

в)

Рис 22. б, в Схема замера отклонения пересечения осей

Оправка помещается в 1 отверстие, замеряется R1 - высота (радиус) над осью .

Оправка помещается в 2 отверстие, замеряется R2.

Результат замера DR = R1 - R2 получается в радиусном выражении, если радиусы отверстий отличаются, для замера отклонения расположения нужно вычесть действительные значения размеров и (или учесть размеры оправок. Оправка пригоняется по отверстию, контактируют по посадке )

DR = R1 - R2 – ( - ) – отклонение получается в радиусном выражении

Допуск пересечения осей назначается на детали, где несоблюдение этого требования приводит к нарушению эксплуатационных характеристик, например: корпус конического редуктора.

Допуск перпендикулярности

Допуск перпендикулярности поверхности относительно базовой поверхности.

Допуск перпендикулярности боковой поверхности 0,02мм относительно базовой плоскости А. Отклонение перпендикулярности – это отклонение угла между плоскостями от прямого угла (90°), выраженное в линейных единицах D на длине нормируемого участка L.

Рис 23. Схема замера отклонения перпендикулярности

Замер можно проводить несколькими индикаторами выставленными на «0» по эталону.

Допуск перпендикулярности оси отверстия относительно поверхности в диаметральном выражении 0,01 мм на радиусе замера R = 40 мм.

Рис 24. Схема замера отклонения перпендикулярности оси

Допуск перпендикулярности назначается на поверхности, определяющей функционирование изделия. Например: для обеспечения равномерного зазора или плотного прилегания по торцам изделия, перпендикулярности осей и плоскости технологических приспособлений, перпендикулярности направляющих и т.д.

Допуск наклона

Отклонение наклона плоскости – отклонение угла между плоскостью и базой от номинального угла a, выраженное в линейных единицах D на длине нормируемого участка L.

Для замера отклонения используют шаблоны, приспособления.

Рис 25.

Позиционный допуск

Позиционный допуск – это наибольшее допускаемое отклонение реального расположения элемента, оси, плоскости симметрии от его номинального положения

Контроль может осуществляться через контроль его отдельных элементов, с помощью измерительных машин, при - калибрами.

Позиционный допуск назначается на расположение центров отверстий под крепежные изделия, сфер шатунов и т.д.

Суммарные допуски формы и расположения

Суммарный допуск плоскостности и параллельности

Назначается на плоские поверхности, определяющие положение детали (базирующие) и обеспечивающие плотное прилегание (герметичность).

Суммарный допуск плоскостности и перпендикулярности.

Назначается на плоские боковые поверхности, определяющие положение детали (базирующие) и обеспечивающие плотное прилегание.

Допуск радиального биения

Допуск радиального биения – это наибольшая допускаемая разность наибольшего и наименьшего расстояний от всех точек реальной поверхности вращения до базовой оси в сечении перпендикулярном базовой оси.

Допуск полного радиального биения.

Рис 26.

Допуск полного радиального биения в пределах нормируемого участка.

радиальное биение является суммой отклонений от круглости и соосности в диаметральном выражении, - суммой отклонений от цилиндричности и соосности.

Допуск радиального и полного радиального биения назначаются на ответственные вращающиеся поверхности, где доминирует требование по соосности деталей, отдельный контроль допусков формы не требуется .Например: выходные концы валов, контактирующие с полумуфтами, участки валов под уплотнения, участки валов, контактирующих по неподвижным посадкам с зазором.

Допуск торцевого биения

Допуск торцевого биения – это наибольшая допускаемая разность наибольшего и наименьшего расстояний от точек на какой-либо окружности торцевой поверхности до плоскости перпендикулярной базовой оси. Отклонение складывается из

отклонений от перпендикулярности и прямолинейности (колебания поверхности окружности).

Допуск полного торцевого биения

Допуск полного торцевого биения – этот наибольшая допустимая разность наибольших и наименьших расстояний от точек всей торцевой поверхности до плоскости перпендикулярной базовой оси.

Допуски торцевого биения задаются на поверхности вращающихся деталей, требующих минимального биения и воздействия на соприкасающиеся с ними детали; например: упорные поверхности для подшипников качения, скольжения, зубчатых колес.

Допуск формы заданного профиля, заданной поверхности

Допуск формы заданного профиля , допуск формы заданной поверхности – это наибольшие отклонения профиля или формы реальной поверхности от прилегающего профиля и поверхности, заданных чертежом.

Допуски задаются на деталях, имеющих криволинейные поверхности типа кулачков, шаблонов; бочкообразные профили и т.д.

Нормирование допусков формы и расположения

Может осуществляться:

· по уровням относительной геометрической точности;

· исходя из худших условий сборки или эксплуатации;

· по результатам расчета размерных цепей.

Уровни относительной геометрической точности.

Согласно ГОСТ 24643-81 для каждого вида допуска формы и расположения установлено 16 степеней точности. Числовые значения допусков при переходе от одной степени точности к другой изменяются с коэффициентом возрастания 1,6.

В зависимости от соотношения между допуском размера и допуском формы и расположения различают 3 уровня относительной геометрической точности:

A – нормальной: задается 60% от допуска T

B – повышенной – задается 40%

С – высокий - 25%

Для цилиндрических поверхностей:

По уровню A » 30% от T

По уровню B » 20% от T

По уровню С » 12,5% от T

Так как допуск формы цилиндрической поверхности ограничивает отклонение радиуса, не всего диаметра.

Например : Æ 45 +0,062 по A:

На чертежах допуск допуска формы и расположения указывают тогда, когда они должны быть меньше допусков размера.

Если же указания нет, то они ограничиваются допуском самого размера.

Обозначения на чертежах

Допуски формы и расположения указываются в прямоугольных рамках; в первой части которой – условный знак, во второй – числовое значения в мм; для допусков расположения, в третьей части указывается база.

Направление стрелки – по нормали к поверхности. Длина замера указывается через знак дроби «/». Если она не указана контроль осуществляется по всей поверхности.

Для допусков расположения, определяющих взаимные расположения поверхностей допускается базовую поверхность не указывать:

Допускается базовую поверхность, ось, указывать без обозначения буквой:

Перед числовым значением допуска следует указывать символ T, Æ, R,сфера,

если поле допуска дано в диаметральном выражении и радиусном, сферой Æ, R применятся для ; (оси отверстия); .

Если знак не указан – допуск задан в диаметральном выражении.

Для допуска симметричности используют знаки T (вместо Æ ) или (вместо R ).

Зависимый допуск, указывается знаком .

После значения допуска может быть указан символ , а на детали этим символом обозначают участок, относительно которого определяется отклонение.

Нормирование допусков формы и расположения из худших условий сборки.

Пример 1.

Рассмотрим деталь, контактирующую одновременно по нескольким поверхностям - шток.

Рис. 1.

В том случае, если между осями всех трех поверхностей будет большая несоосность, сборка изделия будет затруднена. Возьмем худший для сборки вариант - минимальный зазор в соединении .

Примем за базовую ось- ось соединения .

Тогда смещение оси .

В диаметральном выражении это 0,025мм.

Если базой является ось центровых отверстий, то исходя из аналогичных соображений.

Пример 2.

Рассмотрим ступенчатый вал, контактирующий по двум поверхностям, одна из которых рабочая , ко второй предъявляются только требования собираемости .

Для худших условий сборки деталей: и .

Предположим, что детали втулка и вал идеально соосны: При наличии зазоров и идеально соосных деталей зазоры распределяются равномерно по обе стороны и .

По рисунку видно, что детали соберутся даже, если оси ступеней будут смещены друг относительно друга на величину .

При и , т.е. допустимое смещение осей в радиусном выражении. = e = 0.625мм, или = 2е = 0,125мм - в диаметральном выражении.

Пример 3.

Рассмотрим болтовое соединение деталей, когда образуются зазоры между каждой из соединяемых деталей и болтом (тип А), при этом зазоры расположены в противоположные стороны. Ось отверстия в 1 детали смещена от оси болта на влево, а ось детали 2 на вправо.

Отверстия под крепёжные детали выполняются с полями допусков Н12 или Н14 по ГОСТ 11284-75. Например, под М10 можно использовать отверстия (для точных соединений) и мм (для неответственных соединений). При линейный зазор Смещение осей в диаметральном выражении величина позиционного допуска = 0,5мм, т.е. равна т.к. =.

Пример 4.

Рассмотрим винтовое соединение деталей, когда зазор образуется только между одной из деталей и винтом: (тип Б)

В практике вводят коэффициенты запаса точности: к

=

, где к = 0,8…1, если сборка осуществляется без регулировки положения деталей;

к = 0,6…0,8 (для шпилек к=0,4)- при регулировке.

Пример 5.

Контактируют две плоские прецизионные торцевые поверхности, S=0.005мм. Требуется пронормировать допуск плоскостности. При наличии торцевых зазоров вследствие неплоскостности (наклоны деталей выбраны с помощью пружин) возникают утечки рабочей жидкости или газа, что снижает объемный КПД машин.

Величину отклонения для каждой из деталей определяем как половину =. Можно округлить до целых величин =0,003мм, т.к. вероятность худших сочетаний довольно незначительна.

Нормирование допусков расположения из расчета размерных цепей.

Пример 6.

Требуется пронормировать допуск соосности установочной оси 1 технологического приспособления, для которого задан допуск всего приспособления = 0,01.

Примечание: допуск всего приспособления не должен превышать 0,3…0,5 допуска изделия.

Рассмотрим факторы, влияющие на соосность всего приспособления в целом:

- несоосность поверхностей детали 1;

- максимальный зазор в соединении деталей 1 и 2;

- несоосность отверстия во 2 детали и базовой (крепление в станок) поверхностью .

Т.к. цепь размеров малозвенная (3 звена) используется для расчёта метод полной взаимозаменяемости; по которому допуск замыкающего звена равняется сумме допусков составляющих звеньев.

Допуск соосности всего приспособления равняется

Для исключения влияния при соединении 1 и 2 деталей следует взять переходную посадку или с натягом.

Если принять , то

Величина достигается на операции тонкой шлифовки. Если приспособление имеет небольшие габариты, то можно обеспечить обработкой в сборе.

Пример 7.

Постановка размеров лесенкой и цепочкой для отверстий под крепежные детали.

Если размеры вытянуты под одну линию – выполнена простановка цепочкой.

Размечая центры отверстий последовательно к концу разметки, накапливается значительная погрешность размера , для её уменьшения следует зажимать допуски на размеры L1, L2, L3, L4.

, где n – число составляющих звеньев, включая - замыкающее звено. Если TL1 = TL2 = TL3 = TL4 = TLi , то .

Например, позиционный допуск на разметку центра одного отверстия TÅ=0,5мм, на два отверстия TLD = 1мм (±0,5мм)

Тогда TL1 = … = TL4 =

Пример 8.

Простановка размеров лесенкой (все размеры проставляются от одной базы)

После разметки L1 и L2 – замыкающее звено LD1; L2 и L3 - LD2, L3 и L4 - LD3.

TLD1 = TL1 + TL2

TLD2 = TL2 + TL3

TLD3 = TL3 + TL4, т.е.

На точность замыкающего звена всегда влияют только 2 звена.

Если TL1 = TL2 =

Для нашего примера TL1 = TL2 = 0,5 (±0,25мм)

Такая простановка позволяет увеличивать допуски составляющих звеньев, снижать трудоемкость обработки.

Пример 9.

Расчет величины зависимого допуска.

Если для примера 2 указаны , то это означает, что допуск соосности 0,125мм, определенный для худших условий сборки может быть увеличен, если зазоры, образующиеся в соединении больше минимальных.

Например, при изготовлении детали получились размеры -39,95мм;- 59,85мм, возникают дополнительные зазоры Sдоп1 = d1max - d1изг = 39,975 - 39,95 = 0,025мм, и Sдоп2 = d2max - d2изг = 59,9 - 59,85 = 0,05мм, оси дополнительно могут быть смещены друг относительно друга на eдоп=e1доп+e2доп=(в диаметральном выражении на S1доп + S2доп = 0,075мм).

Несоосность в диаметральном выражении с учетом дополнительных зазоров будет равняться: = 0,125 + Sдоп1 + Sдоп2 = 0,125 + 0,075 = 0,2мм.

Пример 10.

Требуется определить зависимый допуск соосности для детали втулки.

Условное обозначение: допуск соосности отверстия Æ40H7 относительно базовой оси Æ60p6, допуск зависимый только от размеров отверстия.

Примечание: зависимостьуказывается только на те поверхности, где образуются дополнительные зазоры в посадках, для поверхностей, соединяемых по посадкам с натягом или переходным – дополнительные уводы осей исключены.

При изготовлении получились размеры: Æ40,02 и Æ60,04

Тзав = 0,025 + S1доп = 0,025 + (Dизг1 – Dmin1) =0,025 + (40,02 - 40) = 0,045мм (в диаметральном выражении)

Пример 11.

Определить величину межцентрового расстояния для детали, если размеры отверстий после изготовления равны: D1изг = 10,55мм; D2изг = 10,6мм.

Для первого отверстия

Тзав1 = 0,5 + ( D1изг – D1min ) = 0,5 + (10,55 – 10,5) = 0,55мм или ±0,275мм

Для второго отверстия

Тзав2 = 0,5 + ( D2изг – D2min ) = 0,5 + (10,6 – 10,5) = 0,6мм или ±0,3мм

Отклонения на межцентровом расстоянии:

L = 100 ± 0,575

Не нашли то, что искали? Воспользуйтесь поиском:

Page 2

Независимым называется допуск расположения, числовое значение которого постоянно для всей совокупности деталей, изготовляемых по данному чертежу, и не зависит от действительного размера нормируемого или базового элемента.

Зависимым называется допуск расположения, числовое значение которого переменно для различных деталей, изготовляемых по данному чертежу, и зависит от действительных размеров нормируемого или базового элементов. В чертежах или технических требованиях зависимый допуск задается своим минимальным значением, которое допускается превышать на величину, соответствующую отклонению действительного размера рассматриваемого или базового элемента данной детали от проходного предела (наибольшего предельного размера вала или наименьшего предельного размера отверстия).

Зависимые допуски расположения более экономичны и выгодней для производства, чем независимые. Они позволяют применить менее точные, но более экономичные способы обработки и технологическое оборудование, дают возможность контролировать детали с помощью комплексных калибров расположения. Как правило, зависимые допуски рекомендуется назначать для тех элементов деталей, к которым предъявляются только требования собираемости в соединениях с гарантированным зазором.

Независимые допуски рекомендуется применять в тех случаях, когда при соединении деталей сопрягаемые поверхности центрируются посадками с натягом или переходными или когда кроме собираемости необходимо обеспечить правильное функционирование соединения: отсутствие биения, балансировку, равномерность радиального зазора, плотность или герметичность.

Обозначение зависимых допусков:

Зависимые допуски формы и расположения обозначают условным знаком М в кружке, который помещают:

-после числового значения допуска, если зависимый допуск связан с действительными размерами рассматриваемого элемента (а);

-после буквенного обозначения базы (б) или без буквенного обозначения в третьей части рамки (в), если зависимый допуск связан с действительными размерами базового элемента.

-после числового значения допуска и буквенного обозначения базы (г) или без обозначения (д) если зависимый допуск связан с действительными размерами рассматриваемого и базового элементов.

Не нашли то, что искали? Воспользуйтесь поиском:

Page 3

Расчет размерных цепей.

Размерной цепью называется совокупность размеров, образующих замкнутую цепь (контур).

Основная цель расчета размерных цепей – анализ правильности расстановки размеров, допусков и предельных отклонений на чертежах, а также выбор метода достижения точности замыкающего звена (размер замыкающего звена на чертеже не проставляется).

Размеры, образующие размерную цепь называются звеньями размерной цепи. Различают конструкторские, технологические, контрольные размерные цепи. По расположению звеньев: линейные, угловые, плоские, пространственные размерные цепи.

Конструкторская размерная цепь – это цепь размеров, обеспечивающих заданную точность деталей или узла.

Технологическая размерная цепь - это цепь размеров, выражающая связь размеров обрабатываемых деталей по мере выполнения технологических размеров.

Линейная размерная цепь – состоит из линейных размеров.

Угловая размерная цепь – состоит из угловых размеров.

Плоская размерная цепь – это цепь размеров, расположенных в одной или нескольких параллельных плоскостях.

Пространственная линейная цепь – это цепь размеров, расположенных в различно ориентированных плоскостях.

При решении необходимо привести любой тип расположения к линейной размерной цепи (используется передаточной отношение).

Термины и обозначения:

Aj - номинальные размеры составляющих звеньев;

AΔ - номинальный размер замыкающего звена;

Aj ув ( ) - номинальные размеры увеличивающих звеньев;

Aj ум ( ) - номинальные размеры уменьшающих звеньев;

TAj - допуск составляющего звена;

TAΔ - допуск замыкающего звена;

ES - верхнее предельное отклонение;

EI - нижнее предельное отклонение;

Em(Ec) – координаты середины поля допуска звена;

n - число увеличивающих звеньев;

m - число уменьшающих звеньев;

p - число известных звеньев;

Ak - номинальный размер компенсатора;

Vk - размер компенсации;

N - число прокладок.

Размерная цепь состоит из составляющих и замыкающего звена. Составляющие звенья: A1,A2,A3 - вызывают изменения замыкающего звена. AΔ – замыкающее звено, которое получается последним в процессе обработки или сборки.

Замыкающее звено может быть: положительным (посадка с зазором); отрицательным (посадка с натягом) или нулевым.

Исходное звено – звено размерной цепи, которое определяет работу механизма (зазор, необходимый для вращения деталей механизма). Исходя из его предельных значений рассчитывают допуски и предельные отклонения звеньев.

Составляем размерную цепь:

Увеличивающее звено– звено, при увеличении размеров которого AΔ увеличивается () ;

Уменьшающее звено– звено, при увеличении размеров которого AΔ уменьшается ().

Для определения характера звеньев удобно пользоваться методом обхода по контуру: (по направлению обхода).

Примечание: замыкающее звено всегда находится в линии уменьшающих звеньев.

При решении размерных цепей различают две основные задачи:

Обратная задача (І): определяют номинальный размер и предельные отклонения замыкающего звена по заданным значениям составляющих звеньев.

Прямая задача (ІІ): по заданным значениям: AΔ и его предельным отклонениям – находят предельные отклонения составляющих звеньев. При расчете AΔ – является исходным звеном. В результате сборки оно будет замыкающим звеном.

Методы расчета этих задач подразделяются на:

метод полной взаимозаменяемости (max-min). Используются предельные отклонения звеньев ES и EI; в процессе сборки обеспечивается полная взаимозаменяемость деталей (без пригонки и регулировки);

теоретико-вероятностный метод. При этом методе допускается процент риска (процент брака). За счёт этого значительно увеличиваются допуски составляющих звеньев, и облегчается процесс их изготовления;

метод селективной сборки. При этом методе допуски составляющих звеньев делятся на группы, и сборка производится из одноименных групп;

методы пригонки и регулировки. Заданная высокая точность исходного звена при технологически выгодных допусках составляющих звеньев Aj достигается изменением специального звена – компенсатора.

Рассмотрим порядок решения обратной задачи: нахождения AΔ звена методом полной взаимозаменяемости (max-min):

1. Определяем номинальное значение замыкающего звена:

. (1)

2. Определяем предельные значения замыкающего звена:

, (2)

. (3)

3. Определяем допуск замыкающего звена из (2) – (3):

+==

=. (4)

Допуск замыкающего звена равен сумме допусков всех звеньев.

4. Определяем предельное отклонение замыкающего звена [подставляем

(2) – (1)].

-() = ,

т.е. . (5)

. (6)

5. Определяем координату середины поля допуска замыкающего звена [подставляем (5) и (6)].

,

(7)

тогда: и (8)

. (9)

Не нашли то, что искали? Воспользуйтесь поиском:

Page 4

(метод неполной взаимозаменяемости)

Для получения основных зависимостей вероятностного метода используют теоремы о математических ожиданиях и дисперсиях.

Используем теорему о дисперсиях: дисперсия суммы случайных величин равняется сумме дисперсий этих величин: ;

Смысл: если распределение размеров каждого звена при изготовлении – случайный закон распределения, то влияние их на AΔ – это влияние суммы случайных величин.

Для нормального закона распределения (при вероятности риска

p = 0,27%),TAj = 6ּσ (Aj ),TAΔ =6ּσ (AΔ ), где σ – среднеквадратическое отклонение.

Тогда σ (Aj) = ; σ (AΔ) = ;

(10)

.

Если закон распределения отличается от нормального, вводится коэффициент отличия закона распределения от нормального:

;

;

, (11)

где t – коэффициент Стьюдента (зависит от процента риска p).

Можно использовать: k=t·λ

Для крупносерийного и массового производства характерен нормальный закон распределения: .

Для мелкосерийного и индивидуального производства предпочтителен закон равного распределения: .

Если доминирует один из факторов (износ станка, режущего инструмента), то используется закон Симпсона (закон треугольника):

Если координата середины поля допуска звена при изготовлении смещается, то вводится коэффициент относительной асимметричности ( в долях от допуска звена):

;

Коэффициенты - следует рассчитывать для малозвенных

размерных цепей

(число звеньев менее 6).

=0, если законы распределения звеньев симметричны, число звеньев не менее 5.

= , если все законы – Гаусса

число звеньев > 5 и законы симметричны

число звеньев не менее 8 и законы одновершинные

Задача ΙΙ.

Известно AΔ: находим ES и EI – Aj (составляющих звеньев).

Способ равных допусков: применяется, если составляющие размеры имеют один порядок(например, входят в один интервал диаметров) и могут быть выполнены с одинаковой экономической точностью.

Способ прост, но недостаточно точен (используется только для предварительных расчётов).

т.е. ;

если по методу max-min , то .

Рекомендации по назначению предельных отклонений:

поля допусков охватывающих размеров - H;

поля допусков охватываемых размеров - h;

линейные размеры (Js или js).

После назначения допусков и предельных отклонений должно выполняться условие: использоваться от 80% до 100% заданного допуска TAΔ:

80% ≤ % (14); и расчётные значения ESAΔ и EIAΔ должны принадлежать заданному полю допуска:(15)

Способ допусков одного квалитета: применяют, если все составляющие цепь размеры могут быть выполнены с допуском одного квалитета, и допуски составляющих звеньев зависят от их номинального значения.

, где : aj – число единиц допуска, характеризующего квалитет;

ij – единица допуска, зависящая от размера.

…………

.

Т.к. допуски звеньев выбираются по одному квалитету: a1 = a2 =…= aj = a.

По методу max-min:

=.

(16)

Если часть составляющих звеньев известна (например, стандартные поля допусков на подшипники качения), то их следует исключить из расчёта:

. (17)

Затем выбирают ближайший квалитет (или два). Назначают предельные отклонения и проверяют на соответствие условиям (14) и (15).

При решении теоретико – вероятностным методом:

;

;

a1 = a2 =…= aj = a => ; (18)

Если часть звеньев известна: (19)

Далее аналогично: назначение квалитета, допусков, предельных отклонений, проверка правильности решения.

Примечание: целесообразность выбора метода расчёта определяется типом и уровнем производства.

Для приборостроения: для линейных звеньев экономически целесообразными являются допуски свыше 8 квалитета, для машиностроения свыше 10 квалитета (предпочтительно 12-14 квалитеты = > «свободные размеры»).

Расчёт размерных цепей методом регулирования и пригонки.

В том случае, если при расчете размерной цепи методами min-max и теоретико-вероятностным достичь требуемую точность АΔ и обеспечить экономически приемлемые допуски невозможно, используются методы пригонки и регулировки.

Для достижения точности исходного звена АΔ размер одного из звеньев, называется компенсирующим Ак, преднамеренно изменяется. При этом на составляющие звенья задаются экономически приемлемые допуски (10-14 квалитеты). Изменения размера компенсатора при сборке осуществляется шлифовкой, подрезкой, опиловкой, шабровкой, притиркой и т.п. (метод пригонки), т.е. съёмом материала или изменением размера резьбового соединения, конического, подбором размера шайб, колец и т.п. (метод регулировки) без съёма материала.

При выборе способа пригонки следует учитывать, что точность изготовления (получения) размера компенсатора при сборке ТАк не должна превышать заданного допуска исходного звена.

В качестве пригоняемых могут быть составляющие размеры цепи или дополнительно вводимые (при сохранении условия) для чего корректируется одно или несколько составляющих звеньев.

Требуемая величина изменения компенсирующего звена называется величиной компенсации Vk.

Определяем (сумму допусков составляющих звеньев).

. (20)

допуск исходного звена

Определение размеров компенсирующего звена:

Если компенсатор – увеличивающее звено (прокладка под крышкой).

(21)

(при наибольших значениях увеличивающих звеньев и наименьших значениях уменьшающих следует ставить компенсатор min и наоборот).

Отсюда находим

(22)

(23)

и предельные отклонения:

(24)

(25)

а) Если компенсатор – уменьшающее звено (прокладка внутри корпуса).

(26)

(27)

(28)

(29)

(30)

Расчёт размера заготовки компенсатора.

Для обеспечения пригонки необходимо расположить поле допуска заготовки компенсатора TAk относительно его номинального размера Ak таким образом, чтобы обеспечить на компенсирующем звене достаточный слой материала (припуск на пригонку). Расположение поля допуска будет зависеть от характера компенсирующего звена (увеличивающее или уменьшающее) и направленности изменения размера компенсатора при пригонке (увеличивается размер или уменьшается).

1) Если компенсатор в процессе сборки уменьшается (шлифовка, подрезка и т.д.) то его заранее увеличивают на половину размера компенсации:, и, наоборот, если увеличивается (растачивание корпуса), то дают меньше на –

а) Если компенсатор уменьшающее звено и в процессе изготовления уменьшается (прокладка под крышку, втулка внутри корпуса и т.п.)

Определяем координату середины поля допуска компенсирующего звена:

(31)

Размер заготовки компенсатора: . (32)

Исполнительный размер: (33) или (34)

Примечание: при расчёте учитывать TAk. TAk – выбирать, исходя из метода пригонки: при подрезке – 10 – 12 квалитеты, при шлифовке – 8 – 9 квалитеты и т.д.

б) Если компенсатор – уменьшающее звено, но в процессе изготовления увеличивается:

;

; (35)

Исполнительный размер: по (33) или (34).

в) Если компенсатор – увеличивающее звено и в процессе пригонки уменьшается ( прокладка под крышкой ).

;

отсюда

; (36)

;

Исполнительный размер: или .

2) Если компенсатор – увеличивающее звено и в процессе прогонки увеличивается ( расточка корпуса )

;

;

Исполнительный размер: или .

Расчёт компенсирующих деталей ( сменных колец, прокладок, втулок, и т.п.) подбираемых при сборке.

Наборы прокладок бывают:

а) Набор состоит из одной постоянной и нескольких сменных (количество последних зависит от действительных размеров деталей);

б) Набор прокладок состоит из ряда прокладок, размеры которых изменяются от меньшей прокладки к большей. Разность размеров двух последовательных прокладок равна . При сборке устанавливается одна прокладка из ряда в зависимости от действительных размеров деталей.

Набор а): размер постоянной прокладки Sпост ≤ Akmin (37)

(реальный размер не более двух знаков после запятой, в мм).

Размер сменной прокладки Sсмен ≤ TAΔ (иначе смысл расчёта теряется).

Расчёт числа сменных прокладок N:

округляют до целого числа, затем определяют (38)

. (39)

Экономически целесообразно изготовление не более 4-5 прокладок (если больше, то перейти на метод пригонки).

Проверка правильности решения: . (40)

Исполнительные размеры:

; .

Набор б): Ι ступень: S1 ≤ Ak min ,

ІІ ступень: S2 =();

ІІІ ступень: S3 =().; и т.д.

SN+1 ≥ Ak max.

Проверка аналогична (40).

Не нашли то, что искали? Воспользуйтесь поиском:

Page 5

Применяется, если надо уменьшить в посадках Smax или Nmax и увеличить Smin или Nmin, сделав более стабильным соединение.

Например, посадка переходная с преобладанием натяга: при минимальном размере отверстия Dmin и максимальном размере вала dmax – возникает Nmax - ситуация неудачная с точки зрения прочностей деталей. Наоборот: при Dmax и dmin => Smax , может возникнуть проворачивание. Для устранения: делим допуски TD и Td на группы и затем собираем из деталей одноимённых групп, тем самым уменьшая Nmax в группе и исключая Smax .

Недостаток метода: увеличение трудоёмкости из-за сортировки на группы и изготовление сортировочных калибров.

Метод применяется также, если в конструкторской документации заданы невыгодно технологические допуски, например, Ø…, тогда целесообразно увеличить заданные допуски в несколько раз, разбить на несколько групп, сохраняя заданные TD и Td.

Число групп сортировки: nmax = 4…5, только при производстве подшипников ≥ 10.

Не нашли то, что искали? Воспользуйтесь поиском:

Page 6

Рассчитываются аналогично линейным размерным цепям. Предварительно необходимо привести к виду линейных размерных цепей. Это достигается путём проектирования размеров плоской размерной цепи на одно направление, обычно совпадающее с направлением исходного звена, а пространственной цепи на 2,3 взаимно перпендикулярных оси.

,

,

.

cos αj – принимают как передаточное отношение.

При решении обратной задачи находят значения ,,, а затем AΔ.

При решении прямой задачи по AΔ→,,, а затем переходят к цепи 1.

При решении пространственной задачи следует внимательно относится к звеньям, одновременно участвующих в нескольких размерных цепях.

Не нашли то, что искали? Воспользуйтесь поиском:

Page 7

1. Конструкторская размерная цепь:

Конструктор задал размеры шеек вала под подшипник качения и размер всей детали, чтобы она не выходила за пределы корпуса. Могут быть заданы длины всех участков, а длину детали можно определить.

2. Технологическая размерная цепь:

Для вала (рис.1) в единичном производстве технологическая размерная цепь совпадает с конструкторской, т.к. валик отрежут в размер от прутка, методом пробных проходов проточат с одной стороны, затем с другой стороны. В серийном и массовом производстве обработка производится в автоматическом режиме без замеров. Размеры должны получаться сами. Для этого от постоянной технологической базы детали (например: поверхность жестко упирается в расточенный патрон, в подпружиненный центр), устанавливаются ограничители хода суппорта (кулачки); в станках с ЧПУ – обработка ведётся по программе от базы, относительно которой производится обнуление.

Чтобы получить размер A2 – 2 замыкающее звено, деталь отрезается в размер 1, упор выставляется на размер 4 от постоянной технологической базы.

В технологических цепях замыкающие звенья указывают в [A2] рамках.

Размер A1 придётся деталь точнее, чем указано на чертеже, т.к. допуск A2 (замыкающего звена придётся распределять на 2 составляющих A1 и A4.

В том случае, если деталь обрабатывается за несколько переходов и под каждый следующий переход оставляют припуски, то замыкающим звеном в таких цепях являются припуски Z.

Например: заготовка получается штамповкой. Чтобы получить хорошее качество боковых поверхностей их надо дважды обрабатывать.

Заготовку A0 подрезали в размер A1, затем A2; окончательно в A3 и A4.

Технологические цепи считают от последнего размера: .

.

Аналогично считают остальные 3 цепи.

3. Измерительные цепи должны совпадать с конструкторскими при окончательных измерениях или с технологическими при изготовлении детали.

Не нашли то, что искали? Воспользуйтесь поиском:

Page 8

Примеры расчёта размерных цепей.

Прямая задача (сборочная размерная цепь).

A1 = 100мм,

A2 = 20мм,

A3 = 30мм,

A4 = 50мм,

.

Метод равных допусков:

TA1 = TA2 = TA3 = TA4 = мкм.

TA1 = 87мкм (9 кв),

TA2 = 84мкм (10 кв),

TA3 = 84мкм (10 кв),

TA4 = 100мкм (10 кв).

TA1 + TA2 + TA3 + TA4 = 355мкм.

,

A1 = ,

A2 = ,

A3 = ,

A4 = .

Проверка:

.

Задача решена верно, т.к. .

Метод допусков одного квалитета.

.

i1 = 2,51мкм, A1 = ,

i2 = 1,31мкм, а9 = 40, A2 = ,

i3 = 1,31мкм, а10 = 64. A3 = ,

i4 = 1,56мкм. A4 – резервное звено

,

мкм.

мкм ( по 9 кв).

400 = 140 – (-168 + EIA4),

0 = 0 - ESA4.

EIA4 = - 92 мкм,

ESA4 = 0 мкм.

A4 = .

Проверка:

.

.

Если AΔ = 0 ± 0,2.

A1 = ,

A2 = ,

A3 = .

.

200 = 140 – (-84-84+EIA4).

EIA4 = 308-200=108 мкм.

.

-200=0(0+0+ ESA4).

ESA4=200 мкм.

ei(x)=97 мкм,

ei(y)=114 мкм.

или .

проверка проверка

не удовлетворяет удовлетворяет

Пример 2.

A1 = 100мм,

A2 = 20мм,

A3 = 30мм,

A4 = х,

х = 30мм,

.

TA1 = TA2 = TA3 = TA4 = мкм.

TA1 = 87 мкм (9 кв),

TA2 = 84 мкм (10 кв),

TA3 = 84 мкм (10 кв),

TA4 = 400-(87+100+84)=129 мкм,

TA3 = 84 мкм (10 кв),

или ≈ 89%.

A1 = ,

A2 = ,

A3 = .

,

,

,

мкм,

A4 = .

Проверка:

мкм.

мкм.

мкм.

Задача решена верно.

A1 = 100 ± 0,0435, ,

A2 = 50 ± 0,05, .

A3 = ± 0,042. A4 = .

Проверка:

мкм,

мкм.

мкм.

Способ допусков одного квалитета.

i1 = 2,17 мкм,

i2 = 1,56 мкм, а9 = 40,

i3 = 1,31 мкм, а10 = 64.

i4 = 1,31 мкм.

.

,

,

,

. мкм.

A1 = 100 +0,14,

A2 = 50-0,1,

A3 = 20-0,084,

A4 = ?.

,

,

мкм.

A4 = .

Проверка:

мкм,

мкм,

мкм,

мкм.

Теоретико-вероятностный метод.

t = 3,

λ = ,

p = 0,27%.

Пусть одно звено известно: .

,

,

,

,

.

, мкм,

. мкм,

мкм.

мкм,

мкм,

мкм.

Если мкм, то мкм. Если A2 – резервное звено:

1. A1 = 100 ± 0,11, ,

A2 = 50-0,1, ,

A3 = 20-0,1, мкм,

A4 = 30 ± 0,105. .

Проверка:

мкм,

мкм,

мкм,

не принадлежит заданному

полю допуска.

2. или A1 = 100±0,11, A3 = 20-0,1,

A2 = 50 ± 0,08, A4 = ?-(резервное звено).

,

,

.

Проверка:мкм,мкм,мкм – расчётные координаты принадлежат заданному полю допуска.

3. A1 = 100 ± 0,11, ,

A2 = 50 ± 0,08, .

A3 = 20 ± 0,065. .

- вышли за поле допуска.

!!!

при мкм – уменьшим мкм, тогда

мкм: мкм,

мкм => .

Не нашли то, что искали? Воспользуйтесь поиском:

Page 9

Шпоночные соединения применяются при незначительных крутящих моментов.

Шпонки выполняются призматические (ГОСТ 23360-78), клиновые, тангенциальные.

Рис. 1

Поля допусков по размерам:

h – h21

l – h24

b – h9

Соединение шпонки с валом осуществляется так, чтобы при сборке шпонка не выпадал из паза.

Посадка выполняется в системе вала для унификации изготовления шпонок на специальных производствах.

Свободное соединение: ; применяется при незначительном нагружении.

Нормальное соединение (при сборке используется медный молоток): ; применяется при нормальном и тяжёлом нагружении и реверсивном вращении.

Плотное соединение: ; применяется при тяжелом реверсивном нагружении; сборка осуществляется тяжелым свинцовым молотком, струбцинами, прессом.

Соединение шпонки с пазом втулки выполняется свободнее, так как из-за погрешности расположения пазов втулка одевается с усилием.

Свободное соединение: ;

Необходимо продумать конструкцию, чтобы шпонка не выпадала.

Нормальное соединение (99% зазора): ;

Плотное соединение: .

Рис. 4

Не нашли то, что искали? Воспользуйтесь поиском:

Page 10

В единичном производстве размеры шпонки и пазов определяют универсальными средствами измерений.

В серийном производстве: комплектом калибров:

1. Ширина пазов вала и втулки: проходным и непроходным калибрами (аналогично ГЦС).

2. Глубина паза на валу – калибром-глубиномером (если калибр прилегает без просвета – деталь «годна»).

Глубина паза во втулке () – глубиномером или калибром.

3. Отклонение от симметричности паза втулки и паза вала проверяются комплексными калибрами в виде:

пробки со шпонкой – для втулки и

пробки со стержнем – для вала

Сначала 1,2

Затем 3. Если между калибром и деталью есть просвет S– деталь – брак.

Рис. 5: Виды калибров

Не нашли то, что искали? Воспользуйтесь поиском:

Page 11

- шероховатость боковых стенок паза =2,5…3,2мкм.

- допуск симметричности шпоночного паза относительно плоскости симметрии того участка вала, где нарезается паз (А)

=4·(по нормальному уровню точности).

- допуск параллельности плоскости симметрично шпоночного паза относительно той же базы А:

=0,6·(по нормальному уровню точности).

- на глубину паза задается: или для размера:

при мм; при мм;

при мм. при мм.

Не нашли то, что искали? Воспользуйтесь поиском:

Page 12

Шлицевые соединения.

Используются для передачи больших крутящих моментов и обеспечения возможности перемещения втулки относительно вала.

Подразделяются на: прямобочные, эвольвентные, треугольные. Эвольвентный профиль шлицев имеет преимущество по сравнению с прямобочным, так как может передавать большие крутящие моменты; но имеют более высокую стоимость изготовления. Треугольный профиль чаще всего используют для посадок с натягом, для передачи небольших крутящих моментов. Посадки с треугольным профилем не стандартизованы.

1. Центрирование по наружному диаметру D.

Используют для неподвижных соединений, или для подвижных при легком нагружении.

Наиболее технологичное соединение: требуемая точность по D обеспечивается шлифованием вала (по D) на обычном круглошлифовальном станке; втулки (по D) – протягиванием.

Протягивание возможно тогда, когда втулка термически не обработана, или когда ее твердость после ТО допускает калибровку протяжкой.

Так как материалы не обладают достаточно высокой твердостью, использование соединений с центрированием по наружному диаметру D для подвижных соединений (триботехнической пары) ограничено вследствие повышенного износа. Материал не износостойкий, используют для статического зацепления.

2. Центрирование по внутреннему диаметру d.

Используют для подвижных соединений для повышения износостойкости и долговечности.

Предварительно протянутые и отфрезерованные детали, подвергают ТО. После ТО детали частично деформируются. Точная обработка по d во втулке (закаленной) обеспечивается внутренним шлифованием, а шлицевого вала – на специальном шлицешлифовальном станке. Обе операции очень трудоемки.

3. Центрирование по боковым сторонам.

Центрирование по боковым сторонам целесообразно при передаче знакопеременных нагрузок при реверсивном движении. Применяется редко, так как не обеспечивает точность центрирования.

Посадки шлицевых соединений назначают в системе отверстия по центрирующей поверхности.

Для центрирующих диаметров используют:

– квалитеты: 5…10;

– основные отклонения: для отверстий – D, F, H, ;

для валов – d, e, f, g, h, , k, n.

Для нецентрирующих диаметров:

– для вала: a11;

– для втулки: h21; h22.

Таблица 1

Центри- рование	Посадка по D	Посадка по d	Посадка по b
по D	; ; ; подв. неподв.	по d не нормируется	; ; ; ; ; неподв. подв.
по d		; ; ; ; подв. неподв.	; ; ; ; ; неподв.
по b			; ; ; подв. неподв. ;

Условное обозначение прямобочных шлицевых соединений.

– втулка

– вал

Не нашли то, что искали? Воспользуйтесь поиском:

Page 13

Превосходят прямобочные как по конструктивным, так и технологическим соображениям (увеличение толщины зуба к основанию, плавные переходы, более точное центрирование – как следствие передача больших крутящих моментов и самоустановка под нагрузкой).

Все шлицевые валы одного модуля могут обрабатываться на зубофрезерных станках одним инструментом; могут использоваться отделочные операции: зубошлифование, шевингование.

Используются центрирование по наружному D диаметру и боковым сторонам b; по внутреннему диаметру – не рекомендуется.

Соединение осуществляется только в системе отверстия.

По наружному диаметру (ГЦС) D используются:

– для втулки: H7, H8;

– для вала: n6, , h6, g6, f7.

При центрировании по наружному диаметру D, на боковые стороны (эвольвентные поверхности) задают:

На ширину впадин втулки 9H и 11H;

На ширину (толщину) зуба вала 9h; 9g; 9d; 11e; 11a,

где цифра обозначает степень точности и определяет величину допуска; буква – основное отклонение.

При центрировании по боковым сторонам b на боковые стороны задают:

Для впадины втулки – основное отклонение – H; степени точности: 7,9,11.

Для толщины зуба – основные отклонения: a, c, d, f, g, h, k, n, p, r;

степени точности: 7-11.

Условное обозначение.

1. Центрирование по боковым сторонам.

2. Центрирование по наружному диаметру.

3. Центрирование по внутреннему диаметру.

4. Эвольвентное шлицевое соединение с центрированием по наружному диаметру и по боковым сторонам.

По боковым сторонам отклонения отсчитывают от номинала по дуге делительной окружности.

Допуск на ширину впадины втулки и толщины зуба вала являются суммарными допусками, включающими в себя допуск формы зуба и его расположения.

Не нашли то, что искали? Воспользуйтесь поиском:

Page 14

Обычно универсальные средства измерений для контроля шлицевых соединений не используются. Основная проверка на собираемость выполняется с помощью комплексных калибров. Это проходные калибры, имеющие конфигурацию сопряженной шлицевой детали.

Комплект калибров состоит из одного проходного и трех непроходных.

Перед проверкой комплексными проходными калибрами размеры отдельных элементов контролируют обычными непроходными калибрами (не менее 3-х положений – поэлементный контроль).

Рис. 11. Схемы контроля непроходными калибрами

Допуски калибров прямобочных шлицевых соединений – ГОСТ 7951-80.

Допуски калибров эвольвентных шлицевых соединений – ГОСТ 24969-81.

Взаимозаменяемость зубчатых и червячных передач.

По эксплуатационному предназначению зубчатые передачи делятся на 4 основные группы:

1. Отсчетные;

2. Скоростные;

3. Силовые;

4. Общего назначения.

К отсчетным относятся передачи измерительных приборов, счетно-регистрирующих устройств, делительных головок и т.д. Основным показателям отсчетных передач является высокая кинематическая точность, т.е. согласованность углов поворота ведущего и ведомого колес передач (3-5 степени точности).

К скоростным передачам относятся передачи в которых окружные скорости зубчатых колес достигают 60 м/с. Основным показателем скоростных передач является плавность хода (работы). Передача должна работать бесшумно и без вибраций. Это условие может быть достигнуто при минимальных погрешностях расположения и формы зубьев (5-7 степени точности).

К силовым относятся зубчатые передачи, передающие значительный момент при малой частоте вращения. К ним относятся передачи подъема транспортных механизмов, прокатных станов и т.д. (6-7 степени точности).

Основные требования, предъявляемые к этим передачам – обеспечение наибольшего пятна контакта зубьев в передаче. Передача общего назначения не предъявляет повышенных требований по точности (8-9 степени точности).

Не нашли то, что искали? Воспользуйтесь поиском:

Page 15

Показатели точности должны не только регламентировать точность отдельного колеса, но и определять эксплуатационные параметры всей передачи, характер которой зависит от её служебного назначения.

Система допусков эвольвентных цилиндрических зубчатых передач регламентирована ГОСТ 1643-81. Эта система распространяется для внешнего и внутреннего зацепления с прямыми, косыми и шевронными зубьями. Для колес с диаметрами делительной окружности до 6300мм и модулем от 1 до 55 эвольвентный профиль зуба (рис.1) получают путем обкатывания нарезаемого колеса зуборезным инструментом, форма и размеры которого регламентируются ГОСТ 13755-81 (рис.1).

Рис. 1

где Р – шаг, a – угол профиля a= 200, ha – высота головки зуба, h¦ – высота ножки зуба, hw– высота захода зуба в передаче, c – радиальный зазор, Р¦ – радиус переходной кривой.

Для каждого зубчатого колеса устанавливают нормы точности по:

- кинематической точности;

- нормами плавности;

- нормами контакта.

Условное обозначение передачи (колеса):

´ ¾ ´ ¾ ´ ¾ ´ ´ ¤ ´ ¾ ´

степень точности степень точности вид допуска ¡n min (мкм) по нормам кинема- по нормам контакта на боковой

тической точности зазор

степень точности вид сопряжения класс отклонения

по нормам плавности межосевого расстояния

По каждому из 3-х первых параметров установлено 12 степеней точности:

- 1, 2 – резервные;

- 3…5 – передачи очень высокой точности;

- 6, 7 – передачи высокой точности;

- 8 – передачи средней точности;

- 9 – передачи пониженной точности;

- 10…12 – передачи низкой точности.

Виды сопряжения, допуска на боковой зазор и классы отклонений межосевого расстояния определяют величину бокового зазора между нерабочими профилями зубьев (при однопрофильном зацеплении).

Не нашли то, что искали? Воспользуйтесь поиском:

Page 16

Комбинирование норм точности.

Учитывая опыт эксплуатации, устанавливают повышенную точность только на наиболее важные параметры зубчатого колеса, например,

для отсчетных передач – на кинематическую точность;

для скоростных – на плавность;

для силовых – на нормы контакта.

Разность между степенями точности не должна превышать 1-2.

Нормы по плавности и контакту рекомендуется задавать одинаковыми.

Эти все требования обусловлены взаимной связью всех параметров зубчатой передачи.

Пример: 4 – 5 – 5 – D – отчетная передача;

7 – 6 – 6 – С – коробка скоростей;

6 – 5 – 5 – В – турбины.

Не нашли то, что искали? Воспользуйтесь поиском:

Page 17

погрешность передачи погрешность колеса

1.1 Кинематической погрешностью передачи Fк.п.п. называется разность между действительным j2 и номинальным (расчетным) j3 углами поворота ведомого зубчатого колеса 2 передачи, выраженную в линейных величинах длиной дуги по делительной окружности, т.е. Fк.п.п. = (j2 – j3) r, где r – радиус делительной окружности ведомого колеса (рис. 2)

где j1 – действительный угол поворота ведущего колеса;

Z1, Z2 – число зубьев ведущего 1 – и ведомого – 2 колеса.

Наибольшая кинематическая погрешность передачи F´ior определяется наибольшей алгебраической разностью значений кинематической погрешности передачи за полный цикл изменения относительного положения зубчатых колес (´) – для однопрофильного зацепления.

Fк.п.п.

F´ior

j

Рис. 2.

Полный цикл совершается в пределах числа оборотов большого зубчатого колеса, равного частному от деления числа зубьев меньшего колеса на общий наибольший делитель числа зубьев обоих зубчатых колес передачи:

,

где х – общий наибольший делитель числа зубьев.

Индексы в обозначении: ´ – однопрофильное зацепление; i – кинематическая погрешность; o – индекс передачи в целом; r – текущее значение.

Для допуска, указываемого в ГОСТ индекс «r» - опускается.

Кинематическая погрешность передачи складывается из кинематических погрешностей ведомого и ведущего зубчатых колес: F´ior = F´ir1 + F´i r2

В ГОСТ допуск на кинематическую погрешность передачи не указывается.

Контроль кинематической погрешности очень трудоемок, осуществляется с помощью приборов кинематоров.

1.2. Наибольшая кинематическая погрешность зубчатого колеса F´ir

Наибольшая кинематическая погрешность зубчатого колеса F´ir - наибольшая алгебраическая разность значений кинематической погрешности зубчатого колеса в пределах угла jполн. полного оборота (рис. 3.)

Fк.п.п.

F´ir

j

jполн

Рис. 3

Рис. 3: F´ir

Fк.п.к. – кинематическая погрешность зубчатого колеса

Не нашли то, что искали? Воспользуйтесь поиском:

Page 18

i – кинематическая погрешность

r – текущее значение

´ – однопрофильное зацепление

´´ – двухпрофильное зацепление.

Эта погрешность ограничивается допуском на кинематическую погрешность колеса F´i. Допуск на кинематическую погрешность зубчатого колеса F´i следует определять как сумму допуска на накопленную погрешность шага колеса Fp в зависимости от степени по нормам кинематической точности и допуска на погрешность профиля зуба ff, назначаемого в зависимости от степени точности по нормам плавности. Допускается нормировать кинематическую погрешность колеса на К шагах - F´ipkr. Эта погрешность ограничивается допуском Fipkr.

Если кинематическая погрешность колес при контроле их на рабочей оси не превысит допускаемых значений и требование селективной сборки не выдвигается, то контроль кинематической точности передачи не обязателен. Если контролируемая кинематическая точность передачи соответствует требованиям стандарта, то контроль кинематической точности колес не обязателен.

1.3. Накопленная погрешность К шагов Fpkr

Накопленная погрешность К шагов Fpkr - наибольшая разность дискретных значений кинематической погрешности зубчатого колеса при номинальном его повороте на К целых угловых шагов (рис. 4).

1

2

датчик 3 Fpkr = (j - k × 2p/Z) r;

Не нашли то, что искали? Воспользуйтесь поиском:

Page 19

Рис. 4

Рис. 4

где j – действительный угол поворота зубчатого колеса;

Z – число зубьев зубчатого колеса;

k × 2p/Z – номинальный угол поворота колеса (k ³ 2 – число целых угловых шагов);

r – радиус делительной окружности колеса.

1.4. Накопленная погрешность шага зубчатого колеса Fpr – наибольшая алгебраическая разность значений накопленных погрешностей в пределах зубчатого колеса

F´ pr < F´ir на 15-20%

Fк.п.к.

к

Fpr

Fpkr

шаг

jполн.

1.5. Радиальное биение зубчатого венца Frr – разность действительных предельных положений исходного контура в пределах зубчатого колеса (от его рабочей оси).

Практически Frr определяется разностью расстояний от рабочей оси колеса до постоянных хорд зубьев. Радиальное биение зубчатого венца вызвано неточным совмещением рабочей оси колеса с технологической осью при обработке зубьев, а также радиальным биением делительного колеса станка.

Рис. 5. Схема замера Frr

1 – оправка; 2 – зубчатое колесо; 3 – измерительное устройство; 4 – наконечник по профилю впадины зуба, обеспечивающий касание по делительной окружности; 5 – центра.

1.6. Колебания длины общей нормали.

Длиной общей нормали зубчатого колеса W–называется расстояние между двумя параллельными плоскостями, касательными к двум разноименным активным боковым поверхностям А и В зубьев колеса.

Рис. 6

АВ – касательная к делительной окружности.

Колебанием длины общей нормали Fwr называется разность между наибольшей и наименьшей действительными длинами общей нормали в одном и том же зубчатом колесе

Fvwr = Wнаиб. – Wнаим.

(вызывается погрешностью обката станка)

Измеряется с помощью нормалемеров.

Номинальным измерительным межосевым расстоянием а¢¢ называют расчетное значение расстояния между осями измерительного и проверяемого колеса, имеющего наименьшее дополнительное смещение исходного контура. При этом сопряжении зубья колес находятся в плотном двухпрофильном зацеплении. Разность между наибольшим и наименьшим действительными межосевыми расстояниями при двухпрофильном зацеплении измерительного зубчатого колеса с контролируемыми при повороте последнего на полный оборот или на 1 угловой шаг называется колебанием измерительного межосевого расстояния за оборот колеса F¢¢ir или колебанием измерительного расстояния на одном зубе f´΄ir

(΄΄ -двухпрофильное зацепление)

Допуски: F¢¢i; f´΄i Fir´´ = a´´max - a´´min

F¢¢ir – определяется теми же факторами, что и кинематическая погрешность зубчатого колеса (за исключением погрешности обката), складывается из радиальных биений зубчатых колес: F¢¢i = 1,4Fr, т.к.

Рис. 7

Измеряется с помощью межцентромера (рис. 7). Колеса подводятся в соприкосновение (осуществляется двухпрофильное ¢¢ беззазорное зацепление), ИЧ – выставляется на «0». Затем эталонное колесо поворачивается, контролируемое поворачивается и сдвигается в осевом направлении, что регистрируется ИЧ.

2. Плавность работы передачи - эта характеристика передачи определяется параметрами, погрешности которых многократно (циклически) проявляются за оборот зубчатого колеса и так же составляют часть кинематической погрешности.

2.1.Под циклической погрешностью передачи fZkor и зубчатого колеса fZkr понимают удвоенную амплитуду гармонической составляющей кинематической погрешности.

Для ограничения циклической погрешности назначают допуски:

fZko – для передачи;

fZk – для колеса;

fZko = fZk = (Кц-0,6 + 0,13) Fr ,

где Кц – частота циклов за один оборот зубчатого колеса, Fr – допуск на биение той же степени точности.

Для ограничения циклической погрешности с частотой повторения равной частоте входа зубьев в зацепление fZor и fZZr установлены допуски на циклическую погрешность зубцовой частоты в передаче fZor и fZZ

fZZ = 0,6 fZZo ( Кц = Z)

fZZ, fZZo зависят от Кц, степени точности, коэффициента осевого перекрытия eo, модуля m.

угол осевого перекрытия jв

eo - для косозубой передачи =

угловой шаг

Показателями плавности работы являются местные кинематические погрешности передачи и колеса.

2.2. Местные кинематические погрешности передачи и колеса f¢ior; f¢ir

Определяются наибольшей разностью между местными соседними экстремальными значениями кинематической погрешности передачи (колеса) за полный цикл вращения колес передачи или в пределах колеса jполн.

Fк.п.к.

f ¢ir

φ

jполн

Допускиf ¢io ; f ¢i

f ¢i = ½ f Pt ½ + ff , где ± f Pt – допуск на шаг (угловой) Pt

± fpв – допуск на шаг зацепления (основной) Pв

ff - допуск на погрешность профиля зубьев.

2.3. Под отклонением шага f Ptr – понимают кинематическую погрешность зубчатого колеса при его повороте на один номинальный угловой шаг (рис. 10а)

2.4. Отклонение шага зацепления fPвr – разность между действительным Рвд и номинальным Рвн шагами зацепления (рис. 10б).

Рис.10а Рис. 10б

Действительный шаг зацепления Рвд равен кратчайшему расстоянию между двумя параллельными плоскостями, касательными к двум одноименным активным боковым поверхностям соседних зубьев колеса. Его определяют в сечении, перпендикулярном к направлению зубьев в плоскости, касательной к основному цилиндру.

½ fpв½ = ½ f rt½ cos a = 0,94 f Pt

2.5. Погрешность профиля зуба ffr вызывает неравномерность движения, дополнительные нагрузки, уменьшение поверхности контакта (допуск ff).

Рис. 11.

Не нашли то, что искали? Воспользуйтесь поиском:

Page 20

Для повышения износостойкости и долговечности зубчатых передач необходимо, чтобы полнота контакта сопряженных боковых поверхностей зубьев была максимальной.

3.1. Суммарным пятном контактаназывают часть активной боковой поверхности зуба колеса, на которой располагаются следы прилегания зубьев парного колеса (следы надиров или краски) в собранной передаче после вращения под нагрузкой, установленной конструктором.

Рис. 12

Пятно контакта определяется относительными размерами (в %)

– по длине зуба – отношением расстояния, а меду крайними точками следов примыкания за вычетом размеров «с», превышающих модуль в мм, к длине зуба «в», т.е. ;

– по высоте зуба – отношением средней длины высоты следов прилегания hm к высоте зуба соответственно активной боковой поверхности hp, т.е. .

В ГОСТ 1643-81 установлены нормы на мгновенное пятно контакта, определяемое после поворота колеса собранной передачи на полный оборот при легком торможении.

На величину «пятна контакта» (интегральный показатель) влияют: отклонение осевых шагов по нормали; погрешности формы и расположения контактной линии; погрешность направления зуба и пр.

3.2. Отклонение осевых шагов по нормали Fpxnrназывают разность между действительным осевым расстоянием зубьев хдейств и суммой соответствующего числа номинальных осевых шагов хном, умноженную на синус угла наклона делительной линии зуба b, (рис.13) т.е.

Fpxnr = Fpxr · sin b

Fprx = хдейств - хном

Рис. 13

3.3. Погрешность формы и расположения контактной линии Fkr (рис.14)

действительная контактная линия

Fkr номинальное положение

Fkr

контактная линия

2

Рис. 14

(линии пересечения поверхности зуба поверхностью зацепления).

3.4. Погрешность направления зуба Fβr (рис.15)

Fβr – наибольшее расстояние между номинальным и действительным положением плоскости симметрии зуба.

b Fβr

плоскость

симметрии

зуба

плоскость симметрии колеса

Рис. 15

3.5. Отклонением от параллельности осей fxr называется непараллельность проекций рабочих осей зубчатых колес на плоскость, в которой лежит одна из осей и (·) точка второй оси в средней плоскости передачи; перекос осей fyr – непараллельность проекций рабочих осей в плоскости перпендикулярной первой плоскости.

Непараллельность fxr и перекос fyr осей зубчатых колёс

1 ось

0,5fyr

2 ось 0,5fxr

Рис. 16, отклонение от параллельности осей fxr ,, перекос осей fyr

4. Боковой зазор в передаче

Для устранения заклинивания при нагреве, для смазки, ограничения мертвого хода, компенсации погрешностей изготовления между нерабочими профилями зубьев предусматривают боковой зазор.

Нормальным боковым зазором jn называют наименьшее расстояние между боковыми поверхностями зубьев, измеряемое по общей нормали к эвольвентным профилям зубьев.

Минимальная величина бокового зазора jn определяется видом сопряжения, которое обозначается большими латинскими буквами: А, В, С, D, Е, Н. Максимальный зазор дает А; В, С – средние зазоры; D, Е, Н – малые зазоры.

Н + 3-12 3-11 3-9 3-8 3-7 0 степени точности

Для ограничения максимальной величины зазора установлено 8 видов допуска на боковой зазор: а, в; с, d; x, y, z.

Рекомендуется соответствие видов допуска видам сопряжения:

Н, Е – h; D – d; С – с; В – в; А – а соответственно.

В этом случае они в условном обозначении не указываются.

Для зубчатых передач установлено 6 классов отклонений межосевого расстояния, определяющего также величину бокового зазора. Обозначаются классы римскими цифрами: I, II…VI.

Рекомендуется соответствие классов отклонений межосевого расстояния видам сопряжений (табл. 1). В этом случае они в условном обозначении не указываются.

Таблица 1.

Степени точности	3-12	3-11	3-9	3-8	3-7	3-7
Вид сопряжения	А	В	С	D	Е	Н
Классы отклонений межосевого расстояния	VI	V	IV	III	II
Вид допуска на боковой зазор	а	в	с	d	h

Допускается:

1. Несоответствие вида сопряжения и вида допуска на боковой зазор (x, y, z).

2. Допускается брать более грубый класс отклонения межосевого расстояния 7-Са/V – 128 ГОСТ 1.6.43-81 (128 мкм – зазор).

3. Допускается брать уменьшенный гарантированный зазор:

jn´min = jn min –0,68 ( |fa´| - |fa|), где

fa´ - отклонение межосевого расстояния для более грубого колеса (V);

fa - для С.

Величину бокового зазора, необходимого для компенсации температурных деформаций можно рассчитать по формуле:

jn min = V + аW (a1 ∆t1 - a2 ∆t2) 2sin a, где

V – толщина смазки;

a1 и a2 – коэффициенты температурного расширения колеса и корпуса

∆t1 и ∆t2 – отклонения температур колеса и корпуса от 20ºС;

a – угол профиля исходного контура.

Для обеспечения гарантированного бокового зазора – осуществляют дополнительное смещение исходного контура в тело зубчатого колеса.

Параметры косвенного контроля бокового зазора.

Степень точности	Приборы 3-5	Автомобили, самолёты,станки	Сельхоз машины, общее машиностроение
4-6	6-8	6-9	9-11
Параметры контроля	Еhs и ТH	Еhs и Тh	1. Еа²s и Еа²I 2. Еwms и Twm	1. Еа²s и Еа²I 2. Еwms и Twm	1.Еwms и Twm 2. ECs и Tc

1. Наименьшее дополнительное смещение исходного контура ЕHs и допуск на смещение исходного контура Тн.

2. Наименьшее отклонение средней длины общей нормали Еwms и допуск Twm

Wm = (W1 + W2 + …)/n

3. Наименьшее отклонение длины общей нормали Еws и допуск Tw

4. Наименьшее отклонение толщины зуба Есs и допуск Тс

5. Предельные отклонения межосевого расстояния в зубчатой передаче: Еа²s Еа²I

Не нашли то, что искали? Воспользуйтесь поиском:

Page 21

Обозначение точности колес и передач

Точность изготовления зубчатых колес и передач задают степенью точности, а требования к боковому зазору – видом сопряжения по нормам бокового зазора.

Пример:

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 c), а также между видом сопряжения и классом отклонений межосевого расстояния.

8-7-6-Ва ГОСТ 1643-81 цилиндрическая передача со степенью точности 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.

7-Са/ V- 128 ГОСТ 1643-81. Цилиндрическая передача со степенью точности 7 по всем нормам, вид сопряжения колес С, c видом допуска на боковой зазор – а, класс отклонения межосевого расстояния V с уменьшенным гарантированным боковым зазором jn´ min = 128 мкм.

Примечание: В случаях, когда на одну из норм точности не задается степень точности, взамен соответствующей цифры указывается буква N: 7 – N – 8 – Ba

Нормы	Прямозубые и узкие косозубые колеса
Измерительные, делительные, отсчетные	Авиационные, автомобильные, станочные, тяговые	Тракторные, крановые, сельскохозяйственных машин
Степень точности
3-5	4-6	6-8	6-9	9-11
Кинематической точности	1. Fi´ 2. Fp или Fpk	1. Fi´ 2. Fp или Fpk	Fi² и Fv w	1. Fi² и Fv w 2. Fr и Fv w	Fr
Плавности работы	1. fi´ 2. fpb и ff	fpb и ff	fi²	1. fi² 2. fpt	fpt
Контакта зубьев	Fp	F b	Суммарное пятно контакта
Бокового зазора	Енs и Тн	-Енs и Тн	1. Еa²s и Еa²i 2. Е wms и Тwm	1. Еa²s и Еa²i 2. Е wms и Тwm	1.Е wms и Twm 2. Ecs и Tc

При комбинировании норм кинематической точности и плавности работы из разных степеней точности допуск на колебание измерительного межосевого расстояния за оборот зубчатого колеса определяется по формуле:

F i² комб. = [Fr]ст.к.т. + [Fi² - Fr]ст.п.р. , где

Допуск, входящий в первое слагаемое, принимают по степени для норм кинематической точности, а допуски, входящие во второе слагаемое – по степени для норм плавности работы.

Пример: Для прямозубого некоррегированного колеса делительного механизма станка с m = 4 и Z = 34 выбрать степень точности и показатели точности.

6-7-7-D (D – реверсивные делительные передачи требуют наличия малых зазоров).

1. По кинематической точности – комплекс Fi² и Fv w;

2. По плавности: fi² ;

3. Суммарное пятно контакта( замер производится на межцентромере);

4. Нормы бокового зазора: по предельным отклонениям измерения межцентрового расстояния + Еas; - Еai (на межцентромере).

d = mz = 4 · 34 = 136мм; Fvw = 26 мкм

Т.к. осуществляется комбинирование норм кинематической точности и плавности из разных степеней точности, допуск на колебание измерительного межосевого расстояния за оборот колеса определяется по формуле

F i² комб. = [Fr]ст.к.т. + [Fi² - Fr]ст.пл.р.

F i² комб. = 38 + [75 - 53] = 60мкм

Плавность работы: fi² = 26 мкм

Контакт зубьев: пятно контакта не менее 45% по высоте, 60% по длине.

Боковой зазор: Еas = + 26мки

Еai = - 100мкм (т.к. Fr = 53 мкм)

Не нашли то, что искали? Воспользуйтесь поиском:

Page 22

Гарантированный боковой зазор между нерабочими профилями зубьев при контакте рабочих профилей должен скомпенсировать возможное изменение размеров колес, возникающее вследствие нагрева передачи в процессе эксплуатации, обеспечить нормальные условия смазки зубьев, а также скомпенсировать погрешности изготовления и монтажа.

1. Величина бокового зазора, соответствует температурной компенсации

jn1 = а (a1 ∆t1 - a2 ∆t2) 2sin a

a1 и a2 – коэффициенты линейного расширения соответственно для материала колес и корпуса;

∆t1 и ∆t2 – отклонения температуры колес и корпуса от 20ºС;

∆t1 = t1 - 20°; ∆t2 = t2 - 20°

а – межосевое расстояние в передаче.

2. Величина бокового зазора, обеспечивающая нормальные условия смазки jn2 – зависит от способа смазки (окружающей среды), окружной скорости.

Можно принять [в мкм] от 10m (для тихоходных) до 30m (для высокоскоростных)

3. Для кинематических передач бывает необходимо определить свободный угловой поворот колеса (в секундах) в пределах бокового зазора (т.е. наибольший боковой зазор j n max)

∆j max =

Наибольший боковой зазор может быть подсчитан по приближенной формуле:

jn max = jn + (Tн1 + Тн2 + 2 fа) 2sin a

Пример: Для косозубой зубчатой передачи, работающей с повышенной скоростью (18м/с) со степенью точности 8-В Z1 = 25; Z2 = 50; m = 4, колеса стальные, силуминовый корпус, определить величину наименьшего и наибольшего боковых зазоров, при условии, что передача не должна заклинивать при t = -25ºС

jn1 = а (a1 ∆t1 - a2 ∆t2) 2sin a =мм

jn2 = 20· 4 = 80 мкм

jn = 53 + 80 = 133 мкм

Для сопряжения В Þ jn = 160 мкм

Тн выбирают в зависимости от Fr

Для 8 степени точности

d1 = mz1 = 100мм	Þ	Fr1 =53 мкм Þ Tн1 = 160 мкм
d2 = mz2 = 200мм	Fr2 =67 мкм Þ Тн2 = 200 мкм

Fa = 80мкм

jn max = 133 + (160+200 +2 · 80) · 0,684 = 489 мкм

Не нашли то, что искали? Воспользуйтесь поиском:

Page 23

Подшипники качения–наиболее распространенные стандартные сборочные единицы. Изготовляются на специальных заводах. Они обладают полной внешней взаимозаменяемостью по наружному диаметру (D) и внутреннему диаметру (d) колец и неполной внутренней взаимозаменяемостью между телами качения и кольцами.

Полная внешняя взаимозаменяемость по присоединительным размерам позволяет быстро заменять изношенные подшипники.

Качество подшипников определяется:

- точностью присоединительных размеров; ширины кольца В, а для конических радиально-упорных подшипников, еще и точностью монтажной высоты Т;

Рис.1.

- точностью формы и взаимного расположения поверхностей колец подшипника и их шероховатостью;

- точностью формы и размеров тел качения и их шероховатостью;

- точностью вращения (радиальное и осевое биения) дорожек качения и торцов.

Установлено 5 классов точности подшипников качения, в порядке повышения точности: 0, 6, 5, 4, 2 (точные: Т, 6Х; грубые: 7, 8 – дополнительные классы).

Например, для диаметров от 80 до 120мм биение дорожек для 0 класса точности в 10 раз больше, чем для 2 класса.

По ГОСТу 3325-85 установлены следующие обозначения полей допусков на посадочные диаметры подшипников: L0, L6, L5, L4, L2 – для внутреннего диаметра d; для наружного диаметра D – l0, l6, l5, l4, l2.

Класс точности подшипника выбирается исходя из требований, предъявляемых к точности вращения и условной работы механизма:

- 0,6 классы – для изделий общего машиностроения;

- 5,4 классы – для высокоскоростных машин;

- 2 класс – для приборостроения.

Класс точности указывают перед условным обозначением подшипника: 6 (класс точности) – 205.

Условное обозначение подшипника:

Не нашли то, что искали? Воспользуйтесь поиском:

Page 24

диаметр вала d/5

серия диаметров

тип

конструктивные особенности

серия ширины

класс подшипника

серия

Для d < 9мм … Х Х Х -

ставится 0 фактический диаметр подшипника, мм

Пример: 1025 – шарикоподшипник радиальный двухрядный сферический легкой серии с внутренним диаметром d = 5мм.

Для d:

d последние цифры

10 00

12 01

15 02

17 03

Нули, стоящие левее последней значащей цифры опускаются.

дополнительные обозначения

А Х Х Х – ХХ …

класс точности

группа радиального зазора

ряд момента трения

категория подшипника

Не нашли то, что искали? Воспользуйтесь поиском:

Page 25

Для всех подшипников  качения верхнее отклонение присоединительных размеров принято равным 0. Для наружного диаметра наружного кольца подшипника (Dm) поле располагается аналогично основному валу и с es = 0. Для внутреннего диаметра внутреннего кольца (dm) с ES = 0. Поэтому посадку соединения наружного кольца подшипника с корпусом назначают в системе вала, а посадку соединения внутреннего кольца подшипника с валом – в системе отверстия.

Однако, поле допуска на внутренний диаметр внутреннего кольца подшипника расположено в “-“ от номинального размера, а не в “+” как у основного отверстия “H”, т.е. не в тело кольца.

В ГОСТ 3325-85 основным является нормирование отклонений на средние значения диаметров подшипника: Dm и dm, т.к. кольцо подшипников легко деформируются при запрессовке. Поэтому в дальнейшем будем вести речь только о средних диаметрах.

Рис.2 Схема расположения полей допуска на наружный и внутренний диаметры подшипников качения.

Посадку подшипника на вал и в корпусе выбирают в зависимости от типа и размера подшипника, условий его эксплуатации, значений и характера действующих нагрузок.

Различают три вида нагружения колец: местное, циркуляционное, колебательное.

При местном нагружении кольцо воспринимает постоянную по направлению радиальную нагрузку (например, вес P) и передает ее посадочной поверхности (ограниченному участку). (Рис.3 а)

Рис. 3.

Эпюра напряжений

а) при местном нагружении, кольцо не вращается (натяжение приводного ремня, сила тяжести конструкции)

б) при циркуляционном нагружении (кольцо вращается)

в) при колебательном нагружении (кольцо не вращается)

Такое нагружение возникает, когда кольцо не вращается относительно нагрузки.

При циркуляционном нагружении кольцо воспринимает радиальную нагрузку последовательно всей поверхностью (окружностью дорожки качения) и передает ее всей посадочной поверхности вала или корпуса. Такое нагружение кольца получается при его вращении и постоянно направленной нагрузке Р, или при радиальной нагрузке, вращающейся относительно кольца Мкр (Fr) (Рис. 3б).

При колебательном нагружении не вращающееся кольцо воспринимает нагрузку определенным участком дорожки качения и передает ее ограниченному участку посадочной поверхности, т.е. нагрузка колеблется между некоторыми точками (Р >> Fr).

Выбор посадок: посадку следует выбирать так, чтобы вращающееся кольцо подшипника было смонтировано с натягом, исключающим возможность проскальзывания этого кольца по посадочной поверхности в процессе работы. Другое кольцо должно быть установлено с зазором. Посадку с зазором назначают для кольца, которое испытывает местное нагружение. Кольцо при такой посадке под действием толчков и вибрации постепенно проворачивается, благодаря чему износ беговой дорожки происходит более равномерно по все окружности кольца и срок службы подшипников увеличивается.

Посадку с натягом назначают для колец, которые испытывают циркуляционное нагружение, иначе происходит развальцовка посадочной поверхности.

При циркуляционном нагружении колец подшипников посадки выбирают по интенсивности радиальной нагрузки pR на посадочную поверхность

pR=,

где Р – радиальная составляющая нагрузки на опору;

k1, k2, k3 – коэффициенты;

В – ширина кольца;

r – величина монтажной фаски на кольце.

Динамический коэффициент k1 зависит от характера нагрузки. При умеренных толчках и вибрации (У) k1=1, при сильных толчках и вибрации (Т) k1=1,8.

Коэффициент k2 учитывает ослабление натяга при полом вале или тонкостенном корпусе. При сплошном вале k2= 1.

k3 учитывает степень неравномерности распределения радиальной нагрузки для двухрядных конических роликоподшипников или сдвоенных шарикоподшипников и зависит от отношения

,

где А – осевая сила;

α – угол охвата тел качения.

Требования, предъявляемые к поверхностям сопрягаемым с подшипниками качения.

Для обеспечения равномерности натяга и зазора нецилиндричность отверстий, валов не должна превышать:

- 30% от допуска – для 0,6 классов;

- 20% от допуска – для 5,4 классов;

- 50% от допуска – для 2 класса (из-за малого допуска).

Отклонения от соосности в радиусном выражении:

- 60% от допуска – для 0,6 классов;

- 40% от допуска – для 5,4 классов;

- 60% от допуска – для 2 класса.

- (или степень точности допуска расположения на 1 меньше номера квалитета)

Шероховатость поверхности и торцевое биение заплечиков выбираются по ГОСТ 3325-85 в зависимости от размеров и класса точности подшипника.

Одним из основных параметров подшипника качения является его радиальный зазор между телами качения и беговыми дорожками. При выборе посадок со значительными натягами, следует определять величину зазора, для исключения заклинивания тел качения.

Величина радиального зазора G = Gm - Δd1 НБ,

где Gm = - средний первоначальный зазор;

Gmax, Gmin – наибольший и наименьший радиальные зазоры;

Δd1 НБ – диаметральная деформация беговой дорожки кольца после посадки его на сопрягаемую деталь с натягом.

Δd1 НБ = Δэф* - при посадке на вал;

Δd1 НБ = Δэф* - при посадке в корпус;

Δэф – эффективный натяг: Δэф = 0,85*Nmax ;

d0 = dm +  - приведенный наружный диаметр внутреннего кольца подшипника;

D0 = Dm -  - приведенный внутренний диаметр наружного кольца подшипника.

Если G ≥ 0 заклинивания тел качения не будет, при G < 0 , следует выбирать посадку с меньшим натягом, другую серию подшипника (увеличивая В, D) или брать сдвоенный подшипник; брать 7,8 группу по зазору.

Методика назначения посадок подшипников качения (метод прецедентов- аналогов).

Выбор точности изготовления вала осуществляется по табл.1.

Таблица 1.

Класс точности подшипника	Квалитет
отверстия	вала
0,6	7(8)
5,4
		4,3

Для осуществления соединения с натягом (или переходных с преобладанием натяга):

- с валом используются валы с основными отклонениями:

js (легкое нагружение);

k (нормальное нагружение);

m,n (тяжелое нагружение).

- с отверстием:

K (легкое нагружение);

M (нормальное нагружение);

N (тяжелое нагружение).

P тяжелое нагружение).

Для осуществления соединений с зазором (или переходных посадок с преобладанием зазора):

- с валом: h,g,f (при высоких температурах, деформациях, скоростях);

- с отверстием: H,G,Js.

Для получения переходных посадок (при колебательном нагружении):

- с валом: js , h;

- с отверстием: Js, К, M.

Схема расположения полей допусков соединений с подшипниками качения.

Рис. 4.

Обозначение на чертежах.

Так как кольца имеют предельные отклонения отличные от основного отверстия и основного вала на сборочных чертежах, то посадка обозначается одним, сопрягаемым с подшипником размером: например на посадку по внутреннему кольцу – 20 k6; по наружному кольцу – 40 H7.

По ГОСТ 3325-85 вводится обозначение подшипниковых посадок:

- 20 , где L0 – обозначает подшипник 0 класса;

- 40 ,где l0 – обозначает подшипник 0 класса.

Рис.5.

Не нашли то, что искали? Воспользуйтесь поиском:

Page 26

Данные для расчёта:

подшипник: 208,

класс точности – 6,

P = 10 kH,

A = 2 kH,

вращается вал,

= 0,8,

нагружение – тяжёлое (Т).

1. 208 - подшипник шариковый радиальный однорядный:

d = 40мм; D = 80мм; B = 18мм; r = 2мм.

2. Рассчитаем и выберем посадку для внутреннего вращающегося кольца подшипника: pR = = =2193 ,

k1 = 1,8, т.к. нагружение тяжёлое (Т);

k2 = 1,7 по = 0,8;

k3 = 1по типу подшипника.

Для Ø 40 :

Nmax = 33+10 = 43 мкм;

Nmin = 17 мкм;

Nm = 30 мкм;

TN = 26 мкм.

Для Ø 80 :

Nmax = 15 мкм;

Smax = 26 мкм;

Sm = 5,5 мкм;

TS/N = 41 мкм.

3. Расчёт величины радиального зазора:

Gmax = 26 мкм Gm = 19 мкм;

Gmin = 12 мкм

Δd1 НБ =Δэф*= 37 * = 29,6 мкм ≈ 30 мкм;

d0 = dm + = 40 + = 50 мм;

Δэф = 0,85*Nmax = 0,85 * 43 = 36,55 мкм ≈ 37 мкм;

G = Gm - Δd1 НБ = 19 – 30 = -11 мкм – подшипник заклинивает, т.к. G < 0.

4. Следует выбрать посадку с меньшим натягом (ресурс работы будет меньше) или взять подшипник с увеличенным радиальным зазором:

Для Ø 40 .

Nmax = 23 мкм;

Δэф = 0,85 * 23 ≈ 20 мкм;

Δd1 НБ = 20 * ≈ 16 мкм;

G=19 – 16= 3 мкм – подшипник не заклинит, т.к. G>0.

Конические соединения. Точность изготовления углов и конусов. Средства измерений.

ГОСТ 8908-81 устанавливает 3 ряда нормальных углов.

Конус наружный (внутренний) характеризуется диаметром большого основания D, диаметром малого основания d, длиной конуса L, углом конуса α, углом уклона α/2.

Параметры наружного конуса обозначим индексом «е»

Параметры внутреннего конуса обозначим индексом «i»

с - конусность

i = c/2= tg(a/2) - уклон

Рис. 1

В конструкторской документации конусность обозначается равнобедренным треугольником, острый угол которого направлен в сторону вершины конуса, а ее численное значение записывается отношением 1 : L, где L - длина, на которой разность диаметров конуса равна 1мм, например 1:5. Уклон обозначим острым углом 1 : L1 (L1 - длина, на которой разность радиусов конуса равна 1мм), например 1:10.

Плоскость поперечного сечения конуса, в котором задают его номинальный диаметр, называется основной плоскостью. Плоскость, перпендикулярную оси конуса и служащую для определения осевого положения основной плоскости, называют базовой. В качестве базовой часто принимают плоскость заплечника, буртика и пр. обычно со стороны большого основания. Расстояние между основной и базовой плоскостями называют базорасстоянием Ze или Zi конуса.

Малые конусности (1:500- 1:50) применяют для неразъемных соединений(конических штифтов, оправок, клиновых шпонок, установочных шпилек), работающих в тяжелых условиях - при наличие вибраций, ударной и знакопеременных нагрузок (посадки с натягом).

Конусности (1:30 - 1:7) обеспечивают сравнительную легкость сборки и разборки, хорошее центрирование (конические болты, соединительные муфты); (1:6 - 1:3) - в легкоразъемных соединениях (кон-е, фрикц. муфты).

Не нашли то, что искали? Воспользуйтесь поиском:

studopedia.ru

Большая Энциклопедия Нефти и Газа

Cтраница 1

Позиционный РґРѕРїСѓСЃРє РІ диаметральном выражении удвоенное наибольшее допускаемое значение позиционного отклонения элемента.  [1]

Позиционный РґРѕРїСѓСЃРє рекомендуется указывать РІ диаметральном выражении.  [2]

Позиционный РґРѕРїСѓСЃРє зависит РѕС‚ зазора между стенками крепежного отверстия Рё стержнем винта. РќР° СЂРёСЃ. 2.9 показаны различные варианты соединения деталей.  [3]

Позиционный РґРѕРїСѓСЃРє рекомендуется указывать РІ диаметральном выражении.  [4]

Позиционный РґРѕРїСѓСЃРє РЅР° отверстия Сѓ стакана РїРѕРґ крепежные детали.  [5]

Позиционный РґРѕРїСѓСЃРє 3 - С… резьбовых отверстий 00 1 РјРј ( РґРѕРїСѓСЃРє зависимый) РЅР° участке, расположенном РІРЅРµ детали Рё выступающем РЅР° 30 РјРј РѕС‚ поверхности.  [6]

Позиционный РґРѕРїСѓСЃРє рекомендуется указывать РІ диаметральном выражении.  [7]

Позиционный РґРѕРїСѓСЃРє РІ диаметральном выражении - удвоенное наибольшее допускаемое значение позиционного отклонения элемента.  [8]

Позиционный РґРѕРїСѓСЃРє центра поверхн.  [9]

Пересчет позиционных РґРѕРїСѓСЃРєРѕРІ РЅР° предельные отклонения размеров, координирующих РѕСЃРё отверстий, РІ зависимости РѕС‚ характеристики расположения отверстий, приведен РІ табл. 37 для размеров РІ системе прямоугольных координат Рё РІ табл. 38 для размеров РІ системе полярных координат.  [10]

Метод позиционных РґРѕРїСѓСЃРєРѕРІ может быть применен РїСЂРё любых методах изготовления Рё контроля, РїСЂРё назначении как зависимых, так Рё независимых РґРѕРїСѓСЃРєРѕРІ расположения. РќРѕ РІ первую очередь его преимущества проявляются РїСЂРё назначении зависимых РґРѕРїСѓСЃРєРѕРІ для деталей серийного Рё массового производства, контролируемых комплексными калибрами.  [11]

Пересчет позиционных РґРѕРїСѓСЃРєРѕРІ РЅР° предельные отклонения размеров, координирующих РѕСЃРё отверстий, РІ зависимости РѕС‚ характеристики расположения отверстий, приведен РІ табл. 37 для размеров РІ системе прямоугольных координат Рё РІ табл. 38 для размеров РІ системе полярных координат.  [12]

Метод позиционных РґРѕРїСѓСЃРєРѕРІ может быть использован РїСЂРё любых методах изготовления Рё контроля, РїСЂРё назначении как зависимых, так Рё независимых РґРѕРїСѓСЃРєРѕРІ расположения. РќРѕ РІ первую очередь его преимущества проявляются РїСЂРё назначении зависимых РґРѕРїСѓСЃРєРѕРІ для деталей серийного Рё массового производства, контролируемых комплексными калибрами. Для различных элементов, входящих РІ РѕРґРЅСѓ РіСЂСѓРїРїСѓ, РјРѕРіСѓС‚ быть назначены одинаковые или разные позиционные РґРѕРїСѓСЃРєРё. Действительное расположение базовых элементов РІ реальной детали принимается Р·Р° номинальное, относительно которого определяется номинальное располбжение РґСЂСѓРіРёС… элементов РіСЂСѓРїРїС‹.  [13]

Нормирование позиционных РґРѕРїСѓСЃРєРѕРІ для отверстий, образующих РѕРґРЅСѓ сборочную РіСЂСѓРїРїСѓ РїСЂРё числе элементов РІ РіСЂСѓРїРїРµ более РґРІСѓС… ( 3 - 1 1 РІРёРґС‹ расположения РїРѕ табл. 3.21), согласно [38] является предпочтительным.  [14]

Числовые значения РґРѕРїСѓСЃРєРѕРІ формы.  [15]

Страницы:      1    2    3    4

www.ngpedia.ru

9.3.5. Отклонение и допуск симметричности

Отклонение от симметричности (EPS): наибольшее расстояние между плоскостью симметрии (осью) рассматриваемого элемента (элементов) и базой – плоскостью симметрии базового элемента, осью или общей плоскостью симметрии двух или нескольких элементов в пределах нормируемого участка (рис. 58).

В стандарте рассматривается отклонение от симметричности относительно базового элемента и относительно общей плоскости симметрии.

Отклонение от симметричности относительно базового элемента – это наибольшее расстояние между плоскостью симметрии (осью) рассматриваемого элемента (или элементов) и плоскостью симметрии базового элемента в пределах нормируемого участка (рис. 58а).

Отклонение от симметричности относительно общей плоскости симметрии – это наибольшее расстояние между плоскостью симметрии (осью) рассматриваемого элемента (элементов) и общей плоскостью симметрии двух или нескольких элементов в пределах нормируемого участка (рис. 58,б).

а) б)

Рис. 58. Отклонение от симметричности

Общая плоскость симметрии – плоскость, относительно которой наибольшее отклонение плоскостей симметрии нескольких рассматриваемых элементов в пределах длины этих элементов имеет минимальное значение.

Допуск симметричности (TPS): в диаметральном выражении – удвоенное наибольшее допускаемое значение отклонения от симметричности, в радиусном выражении – наибольшее допускаемое значение отклонения от симметричности. Поле допуска симметричности это область в пространстве, ограниченная двумя параллельными плоскостями, отстоящими друг от друга на расстоянии, равном допуску симметричности в диаметральном выражении или удвоенному допуску симметричности в радиусном выражении, и симметричными относительно базовой плоскости симметрии (базовой оси).

На рис. 59 показано, как обозначается допуск симметричности на чертеже, и измеряется отклонение от симметричности.

Рис. 59. Измерение отклонения от симметричности

9.3.6. Отклонение от пересечения осей и допуск пересечения осей

Отклонение от пересечения осей (EPX): наименьшее расстояние между осями, номинально пересекающимися (рис. 60).

Рис. 60. Отклонение от пересечения осей и допуск пересечения осей

Допуск пересечения осей (TPX): в диаметральном выражении – удвоенное наибольшее допускаемое значение отклонения от пересечения осей, в радиусном выражении – наибольшее допускаемое значение отклонения от пересечения осей. Поле допуска пересечения осей – это область в пространстве, ограниченная двумя параллельными плоскостями, отстоящими друг от друга на расстоянии, равном допуску пересечения в диаметральном выражении или удвоенному допуску в радиусном выражении и расположенными симметрично относительно базовой оси (рис. 60).

9.3.7. Позиционное отклонение и позиционный допуск

Точность расположения элементов на чертеже может быть задана двояко: указанием требований к координирующим размерам (рис. 61,а) или указанием позиционного допуска.

Рис. 61. Различные варианты задания координат отверстий

Указание позиционного допуска является предпочтительным, так как при этом обеспечивается при изготовлении более широкий диапазон допустимого применения расположения по сравнению с заданием предельных отклонений координирующих размеров. При задании позиционного допуска координирующие размеры указываются без предельных отклонений и заключаются в рамки (рис. 61,б).

Позиционное отклонение (EPP): наибольшее расстояние между реальным расположением элемента (его центра, оси или плоскости симметрии) и его номинальным расположением в пределах нормируемого участка.

Позиционный допуск (TPP): в диаметральном выражении – удвоенное наибольшее допускаемое значение позиционного отклонения, в радиусном выражении – наибольшее допускаемое значение позиционного отклонения. Поле позиционного допуска – это область в пространстве или на плоскости, ограниченная: двумя параллельными прямыми (для оси или прямой в плоскости); цилиндром (для оси в пространстве, если позиционный допуск задан с символом  или R); прямоугольным параллелепипедом (для оси в пространстве, если заданы позиционные допуски в двух взаимно перпендикулярных направлениях); двумя параллельными плоскостями (для плоскости симметрии или оси, если назначен позиционный допуск в заданном направлении). Ширина или диаметр поля допуска равны позиционному допуску в диаметральном выражении или удвоенному допуску в радиальном выражении, а ось или плоскость симметрии поля допуска совпадают с номинальным расположением элемента.

Наряду с ГОСТ 24643-81 позиционные допуски расположения осей отверстий для крепежных деталей регламентируются ГОСТ 14140-81.

Этим стандартом устанавливаются позиционные допуски для двух типов соединений: тип А, когда две или более скрепляемые детали имеют сквозные отверстия для крепления деталей и тип Б, когда крепежные детали (например, шпильки) ввинчиваются в одну из сопрягаемых деталей, а другие детали имеют сквозные отверстия.

studfiles.net

3.3. Отклонения и допуски расположения поверхностей

Для оценки точности расположения поверхностей, как правило, назначают базы. База определяет привязку детали к плоскости или оси координат, относительно которой задаются допуски расположения или определяется отклонения. Базой может служить сочетание нескольких элементов, например общая ось.

Виды допусков расположения, их обозначение и изображение на чертежах приведены в табл. 20.

В машиностроении детали в большинстве случаев состоят из плоских и цилиндрических поверхностей, поэтому в табл. 18 приведены различные виды допусков расположения для плоскостей и цилиндров. Сюда также вошли и суммарные допуски формы и расположения (TC), ограничивающие совместное проявление отклонений формы и расположения у цилиндрических и плоских поверхностей.

Таблица 18

Обозначение допусков формы и взаимного расположения

Вид допуска	Обозначение по ГОСТ 24642-81	Обозначение на чертеже	Прим.
Допуски расположения поверхностей
Допуск параллельности	TPA
Допуск перпендикулярности	TPR
Допуск наклона	TPN
Допуск соосности	TPC		 или R
Допуск симметричности	TPS		T или Т/2
Позиционный допуск	TPP		 или R

В графе примечаний табл. 18 указаны допуски, которые могут назначаться либо в радиусном, либо в диаметральном выражениях. При нанесении этих допусков на чертежах, следует указывать соответствующий знак перед числовым значением допуска.

Неуказанные допуски формы и расположения поверхностей назначаются по ГОСТ 30893.2-2002.

Выбор допусков зависит от конструктивных и технологических требований [4, 5, 8, 15].

Оценка значения отклонения расположения производится по расположению прилегающей поверхности, проведенной к реальной поверхности, таким образом, исключаются из рассмотрения отклонения формы.

Выступающее поле допуска расположения– поле допуска или часть его, ограничивающее отклонение расположения рассматриваемого элемента за пределами протяженности этого элемента (нормируемый участок выступает за пределы длины элемента).

Рис. 38. Выступающее поле допуска и его обозначение на чертеже

На чертеже детали выступающее поле допуска обозначается так, как показано на рис. 38. После числового значения допуска и перед размером Lуказывается символP.

Отклонение от параллельности (EPA):разность наибольшего и наименьшего расстояний между нормируемыми элементами и базой в пределах нормируемого участка. Это отклонение действительно для отклонений от параллельности плоскости относительно плоскости (рис. 39,а), оси относительно плоскости (рис. 39,б) или плоскости относительно оси, а также прямых в плоскости (рис. 39,в). В случае отклонения от параллельности осей в пространстве это геометрическая сумма отклонений от параллельности проекций осей (прямых) в двух взаимно перпендикулярных плоскостях.

Допуск параллельности (TPA)– наибольшее допускаемое значение отклонения от параллельности. Поле допуска параллельности – это область в пространстве или на плоскости ограниченная: двумя параллельными плоскостями (для параллельности плоскости относительно плоскости или оси, параллельности оси относительно плоскости); двумя параллельными прямыми (для параллельности прямых в плоскости); прямоугольным параллелепипедом (для осей в пространстве при раздельных допусках параллельности в общей плоскости и перекоса осей); цилиндром (при допуске параллельности осей в пространстве, заданном со знаком).

Рис. 39. Отклонение от параллельности

Отклонение параллельности проекций осей на общую плоскость, проходящую через базовую ось, называется отклонением от параллельности оси; отклонение от параллельности плоскостей проходящих через оси, если плоскости перпендикулярны к общей плоскости, называется перекосом осей.

Отклонение от перпендикулярности (EPR):отклонение угла между рассматриваемым (нормируемым) элементом и базой от прямого угла (90), выраженное в линейных единицах на длине нормируемого участка (рис. 41). Отклонение от перпендикулярности оси относительно плоскости может рассматриваться в плоскости заданного направления.

Рис. 41. Отклонение от перпендикулярности

Допуск перпендикулярности (TPR)– наибольшее допускаемое значение отклонения от перпендикулярности. Поле допуска перпендикулярности это область в пространстве или на плоскости ограниченная: двумя параллельными плоскостями (для перпендикулярности плоскости относительно плоскости или оси, оси относительно оси); двумя параллельными прямыми (для перпендикулярности оси относительно плоскости в заданном направлении); цилиндром (для перпендикулярности оси относительно плоскости, если допуск задан со знаком); прямоугольным параллелепипедом (для перпендикулярности оси относительно плоскости, если заданы допуски в двух взаимно перпендикулярных направлениях). Ширина или диаметр поля допуска равны допуску перпендикулярности, а элементы, ограничивающие поле допуска, перпендикулярны к базе.

Отклонение наклона (EPN):отклонение угла между рассматриваемым элементом (плоскостью, осью) и базой от номинального угла, выраженное в линейных единицах на длине нормируемого участка.

Рис. 42. Допуск наклона

Допуск наклона (TPN)– наибольшее допускаемое отклонение наклона. Поле допуска наклона – это область в пространстве, ограниченная двумя параллельными плоскостями, отстоящими друг от друга на расстоянии, равном допуску наклона, и расположенными под номинальным углом к базе (рис. 42).

Пример обозначения на чертежах допуска наклона приведен на рис. 43.

Рис. 43. Обозначение допуска наклона

Отклонение от соосности (EPC):наибольшее расстояние между осью рассматриваемой поверхности вращения и базой (осью базовой поверхности или общей осью двух или нескольких поверхностей) на длине нормируемого участка (рис. 43).

Различают отклонение от соосности относительно оси базовой поверхности (рис. 44,а) и отклонение от соосности относительно общей оси (рис. 44,б).

Рис. 44. Отклонение от соосности

Отклонение от соосности относительно оси базовой поверхности – это наибольшее расстояние между осью рассматриваемой поверхности вращения и осью базовой поверхности на длине нормируемого участка.

Отклонение от соосности относительно общей оси – это наибольшее расстояние (ЕРС1и ЕРС2) между осью рассматриваемой поверхности вращения и общей осью двух или нескольких поверхностей вращения на длине нормируемого участка.

Общая ось– прямая, относительно которой наибольшее отклонение осей нескольких рассматриваемых поверхностей вращения в пределах длин этих поверхностей имеет минимальное значения.

Для двух поверхностей общей осью является прямая проходящая через оси рассматриваемых поверхностей в их средних сечениях.

Допуск соосности (TPC): в диаметральном выражении – удвоенное наибольшее допускаемое значение отклонения от соосности, в радиусном выражении – наибольшее допускаемое значение отклонения от соосности. Поле допуска соосности это область в пространстве, ограниченная цилиндром, диаметр которого равен допуску соосности в диаметральном выражении или удвоенному допуску соосности в радиусном выражении, а ось совпадает с базовой осью.

Отклонение от симметричности (EPS):наибольшее расстояние между плоскостью симметрии (осью) рассматриваемого элемента (элементов) и базой – плоскостью симметрии базового элемента, осью или общей плоскостью симметрии двух или нескольких элементов в пределах нормируемого участка (рис. 45).

а) б)

Рис. 45. Отклонение от симметричности

В стандарте рассматривается отклонение от симметричности относительно базового элемента и относительно общей плоскости симметрии.

Отклонение от симметричности относительно базового элемента – это наибольшее расстояние между плоскостью симметрии (осью) рассматриваемого элемента (или элементов) и плоскостью симметрии базового элемента в пределах нормируемого участка (рис. 45а).

Отклонение от симметричности относительно общей плоскости симметрии – это наибольшее расстояние между плоскостью симметрии (осью) рассматриваемого элемента (элементов) и общей плоскостью симметрии двух или нескольких элементов в пределах нормируемого участка (рис. 45,б).

Общая плоскость симметрии– плоскость, относительно которой наибольшее отклонение плоскостей симметрии нескольких рассматриваемых элементов в пределах длины этих элементов имеет минимальное значение.

Допуск симметричности (TPS): в диаметральном выражении – удвоенное наибольшее допускаемое значение отклонения от симметричности, в радиусном выражении – наибольшее допускаемое значение отклонения от симметричности. Поле допуска симметричности это область в пространстве, ограниченная двумя параллельными плоскостями, отстоящими друг от друга на расстоянии, равном допуску симметричности в диаметральном выражении или удвоенному допуску симметричности в радиусном выражении, и симметричными относительно базовой плоскости симметрии (базовой оси).

Отклонение от пересечения осей (EPX):наименьшее расстояние между осями, номинально пересекающимися (рис. 46).

Рис. 46. Отклонение от пересечения осей и допуск пересечения осей

Допуск пересечения осей (TPX): в диаметральном выражении – удвоенное наибольшее допускаемое значение отклонения от пересечения осей, в радиусном выражении – наибольшее допускаемое значение отклонения от пересечения осей. Поле допуска пересечения осей – это область в пространстве, ограниченная двумя параллельными плоскостями, отстоящими друг от друга на расстоянии, равном допуску пересечения в диаметральном выражении или удвоенному допуску в радиусном выражении и расположенными симметрично относительно базовой оси (рис. 45).

Точность расположения элементов на чертеже может быть задана двояко: указанием требований к координирующим размерам (рис. 47,а) или указанием позиционного допуска.

Рис. 47. Различные варианты задания координат отверстий

Указание позиционного допуска является предпочтительным, так как при этом обеспечивается при изготовлении более широкий диапазон допустимого применения расположения по сравнению с заданием предельных отклонений координирующих размеров. При задании позиционного допуска координирующие размеры указываются без предельных отклонений и заключаются в рамки (рис. 47,б).

Позиционное отклонение (EPP):наибольшее расстояние между реальным расположением элемента (его центра, оси или плоскости симметрии) и его номинальным расположением в пределах нормируемого участка.

Позиционный допуск (TPP): в диаметральном выражении – удвоенное наибольшее допускаемое значение позиционного отклонения, в радиусном выражении – наибольшее допускаемое значение позиционного отклонения. Поле позиционного допуска – это область в пространстве или на плоскости, ограниченная: двумя параллельными прямыми (для оси или прямой в плоскости); цилиндром (для оси в пространстве, если позиционный допуск задан с символомилиR); прямоугольным параллелепипедом (для оси в пространстве, если заданы позиционные допуски в двух взаимно перпендикулярных направлениях); двумя параллельными плоскостями (для плоскости симметрии или оси, если назначен позиционный допуск в заданном направлении). Ширина или диаметр поля допуска равны позиционному допуску в диаметральном выражении или удвоенному допуску в радиальном выражении, а ось или плоскость симметрии поля допуска совпадают с номинальным расположением элемента.

Наряду с ГОСТ 24643-81 позиционные допуски расположения осей отверстий для крепежных деталей регламентируются ГОСТ 14140-81.

Этим стандартом устанавливаются позиционные допуски для двух типов соединений: тип А, когда две или более скрепляемые детали имеют сквозные отверстия для крепления деталей и тип Б, когда крепежные детали (например, шпильки) ввинчиваются в одну из сопрягаемых деталей, а другие детали имеют сквозные отверстия.

studfiles.net

---

Смотрите также

• 
  Выписка по кадастровому номеру
• 
  Перечень специальностей для сро 2019
• 
  Допуск к работе на высоте 1 группа
• 
  Подбор специалистов для сро
• 
  Допуск сро за 30 000
• 
  Назначение земли по кадастровому номеру
• 
  Допуск сро под ключ
• 
  Заключение кадастрового инженера
• 
  Сро союз сибирь
• 
  С днем кадастрового инженера
• 
  Кадастровая ошибка как исправить