Методичка по ВСИТИ(Метрология)

61

граничних калібрів, проекторів, шаблонів), а інколи за результатами обчислень (приведений середній діаметр різі).

7. ВЗАЄМОЗАМІННІСТЬ ШПОНКОВИХ З'ЄДНАНЬ

Шпонки призначені для передачі крутних моментів у з'єднаннях між валами та різними тілами обертання, зубчастими колесами, ексцентриками, шківами, маховиками, а також для осьового спрямування при використанні напрямних шпонок з кріпленням на валу.

Шпонкові з'єднання через простоту виготовлення відносяться до одних із поширених видів з'єднань. Залежно від форми шпонки, шпонкового паза і способу установки виділяють з'єднання з призматичними, сегментними, клиновими і тангенціальними шпонками за ГОСТ 23360-78, ГОСТ 24071-80 і ГОСТ 24068-80, на рис.7.1а, рис.7.1а б, рис.7.1в, рис.7.1г відповідно.

Стандарти на з'єднання шпонок, які розроблено з урахуванням рекомендацій ICO, побудовані за одним принципом і містять розміри шпонок, їх граничні відхилення, розміри і граничні відхилення пазів, а також позначення шпонкових з'єднань.

Найбільш широке поширення в машинобудуванні мають призматичні шпонкові з'єднання.

Працездатність шпонкового з'єднання визначається в основному точністю посадок по ширині b. Стандартом передбачена можливість трьох варіантів з'єднань по розміру b: вільного, нормального і щільного.

Паз шпонки на валах виконується з полем допуску; для вільного з'єднання Н9, нормального N9 і щільного Р9, а паз шпонки отвору – для вільного – D10, нормального, – Js9 і щільного – Р9.

Шпонка по ширині завжди виготовляється з допуском по h9. Решта розмірів задаються так, щоб унеможливити зниження

контакту бічних поверхонь та заклинювання шпонки по висоті. Шпонки з’єднуються з валом по ширині по нерухомій посадці,

а з втулками – по одній з рухомих посадок. Натяг необхідний для того, щоб шпонка не переміщалася при експлуатації, а зазор – для компенсації неминучих неточностей пазів і їх перекосу.

PDF создан испытательной версией pdfFactory Pro www.pdffactory.com

62

Рисунок 7.1 – Типи шпонкових з’єднань.

PDF создан испытательной версией pdfFactory Pro www.pdffactory.com

63

8 ВЗАЄМОЗАМІННІСТЬ ШЛІЦЬОВИХ З'ЄДНАНЬ

Шліцові з'єднання порівняно зі шпонковим передають великі крутні моменти, забезпечують краще центрування з’єднуваних деталей. Залежно від профілю зубів шліцьові з'єднання ділять на прямобічні, евольвентні і трикутні.

Розміри, допуски і посадки шліцьових з'єднань з прямобічним і евольвентним профілем стандартизовані ГОСТ 1139-84 і ГОСТ 6033-80, (рис.8.1 і рис.8.2). Шліцові з'єднання з трикутним профілем застосовуються відповідно до стандартів підприємства і галузевих стандартів.

8.1 Допуски і посадки шліцьових з'єднань з прямобічним профілем зубів

Допуски і посадки шліцьових з'єднань з прямобічним профілем зубів, (рис.8.1), визначаються їх призначенням і прийнятою системою центрування втулки до вала. по зовнішньому діаметру D, по внутрішньому d і по бічних сторонах зубів b.

Центрування по внутрішньому діаметру d доцільно для рухомих з'єднань, коли шліцьова втулка, в процесі експлуатації, переміщується відносно осі вала і для підвищення зносостійкості потрібна висока твердість.

Приклад умовного позначення з'єднання з числом зубів z = 8, внутрішнім діаметром d = 36 мм, зовнішнім діаметром D = 40 мм, шириною зуба b = 7 мм, з центруванням по внутрішньому діаметру з посадкою по діаметру центрування H 7e8 і за розміром b D9 f 9 ;

d −8× 36		H 7	× 40	H12	× 7	D9 ;
		e8		a11		f 8
Характер спряження–		H12/a11,				для нецентруючого

зовнішнього діаметра не допускається змінювати.

Центрування по зовнішньому діаметру D рекомендується для нерухомих з'єднань коли твердість матеріалу втулки і вала, навіть після термічної обробки, допускає калібрування втулки протягуванням, а вала – фрезеруванням.

D −8× 36× 40 Hh78 × 7 Fh109 ;

Центрування по бічних сторонах зубів b доцільно при переданні великих крутних моментів, знакозмінних навантаженнях,

PDF создан испытательной версией pdfFactory Pro www.pdffactory.com

64

а також у реверсному режимі. Цей метод сприяє більш рівномірному розподілу навантаження між зубами, але не забезпечує високої точності центрування і тому рідко застосовується.

b −8× 36 × 40 Ha1112 × 7 Dh89 .

При центруванні по D або b характер спряження по внутрішньому діаметру не призначається. При цьому внутрішній діаметр втулки слід виконувати по Н11, а внутрішній діаметр вала не менший від діаметра

d1.

Приклад умовного позначення втулки при центруванні по D D −8× 36H11× 40H 8× 7F10 ;

Приклад умовного позначення вала при центруванні по b

d−8× 36× 40a11× 7h8 .

8.2Шліцьові з'єднання з евольвентним профілем зуба.

Шліцьові з'єднання з евольвентним профілем зуба

стандартизовані для модулів m = 0,5-10 мм, для діаметрів D = 4-500

ммі чисел зубів z = 6-82, кут профілю зуба α = 30°.

Ушліцьових евольвентних з'єднаннях втулку щодо валу центрують по бічних поверхнях зубів, (рис.8.2), або по зовнішньому діаметру. Центрування по внутрішньому діаметру не рекомендується. Граничні відхилення ширини западини втулки е і товщини зуба вала s слід відлічувати від їх спільного номінального розміру на дузі ділильного кола.

Приклади умовного позначення:

а) умовне позначення евольвентного шлицьового з'єднання із зовнішнім діаметром D = 50 мм, модулем m = 2 мм при центруванні

по бічних сторонах зубів і посадкою по бічних поверхнях зубів

7H7g :

50х2х 77Hg ГОСТ 6033-80;

позначення втулки для евольвентного шлицьового з'єднання: 50х2х7Н ГОСТ 6033-80;

позначення вала для евольвентного шлицьового з'єднання: 50х2х7g ГОСТ 6033-80.

PDF создан испытательной версией pdfFactory Pro www.pdffactory.com

65

Рисунок 8.1– Позначення розмірів деталей і види виконання	а – початковий контур; б – форма зубів валу і втулки
деталей для прямобічних шліцьових з’єднань	Рисунок 8.2 – Позначення розмірів деталей для
(центрування по внутрішньому діаметру d )
	евольвентних шліцьових з’єднань
	(центрування по бічних поверхнях зубів)

PDF создан испытательной версией pdfFactory Pro www.pdffactory.com

66

б) умовне позначення евольвентного шлицового з'єднання із зовнішнім діаметром D = 50 мм, модулем m = 2 мм при центруванні по зовнішньому діаметру Df і посадкою по діаметру центрування

H 7g6 :

50х Hg67 х2 99Hg ГОСТ 6033-80;

позначення втулки для евольвентного шлицьового з'єднання:

50хН7х2х9Н ГОСТ 6033-80;

позначення вала для евольвентного шлицьового з'єднання:

50хg6х2х9g ГОСТ 6033-80.

в) умовне позначення евольвентного шлицьового з'єднання із зовнішнім діаметром D = 50 мм, модулем m = 2 мм при центруванні по внутрішньому діаметру df з посадкою по діаметру центрування H 7g6 :

i50х2х Hg67 х 99Hg ГОСТ 6033-80;

позначення втулки для евольвентного шлицьового з'єднання:

i50х2х Н7х9Н ГОСТ 6033-80;

позначення вала для евольвентного шлицьового з'єднання:

i50х2х g6х9g ГОСТ 6033-80.

9. РОЗРАХУНОК ДОПУСКІВ РОЗМІРІВ, ЩО ВХОДЯТЬ У РОЗМІРНИЙ ЛАНЦЮГ

Для забезпечення нормального функціонування машини або іншого виробу необхідно, щоб складові їх деталі і поверхні займали одне відносно одного чітко визначене, відповідне службовому призначенню положення. При розрахунку точності відносно

PDF создан испытательной версией pdfFactory Pro www.pdffactory.com

67

положення деталей та їх поверхонь враховують взаємозв’язок розмірів деталей у виробі. Це необхідно для правильної побудови технологічного процесу обробки деталі, правильного складання деталей у вузлах і машинах.

Визначення правильного співвідношення граничних взаємопов’язаних розмірів називають розмірним аналізом, для визначення якого будують розмірні ланцюги.

Розмірним ланцюгом називається сукупність розмірів, які створюють замкнутий контур і визначають взаємне розташування поверхонь, осей деталей або деталей у складальній одиниці.

Розміри, які створюють розмірний ланцюг, називають ланками. Кожен розмірний ланцюг складається із замикаючої і складових ланок.

Ланка, яка виходить останньою після збирання вузла або обробки деталі і сприймає відхилення всіх останніх ланок називається замикаючою - А , (рис.9.1). Ця ланка, як правило, безпосередньо не виконується, а являє собою результат виконання складових ланок.

Рисунок 9.1 – Схеми розмірних ланцюгів

Замикаючий розмір А залежить від розміру А1, який називається збільшувальним (розмір із збільшенням якого збільшується розмір замикаючої ланки), і розміру А2, названого зменшувальним (розмір зі збільшенням якого зменшується розмір замикаючої ланки). Розмірний ланцюг можна умовно змальовувати у вигляді схеми (рис.9.1б, рис.9.1в). За схемою зручно виявляти збільшувальні і зменшувальні ланки. Над буквеними позначеннями

PDF создан испытательной версией pdfFactory Pro www.pdffactory.com

68

ланок прийнято показувати стрілку, направлену вправо, для збільшувальних ланок і вліво — для зменшувальних.

Розмірні ланцюги, розрізняють: а) в залежності від призначення:

1. конструкторські:

∙подетальні – визначають розташування осей і поверхонь однієї деталі;

∙складальні – визначають розташування осей і поверхонь декількох деталей у вузлі;

2.технологічні – визначають зв’язок розмірів оброблюваної деталі під час виконання технологічного процесу або розмірів системи верстат-пристосування-інструмент-деталь (ВПІД);

3.вимірювальні – де ланками ланцюга є розміри системи – вимірювальний засіб, вимірювана деталь;

б) за взаємним розташуванням ланок:

1.площинні – всі ланки розташовуються в одній або декількох паралельних площинах;

2.просторові – ланки ланцюга не є паралельними одне одному і розташовані в непаралельних площинах.

в) залежно від характеру розташування розмірів:

1.лінійні – ланками є лінійні розміри;

2.кутові – ланками є кутові розміри.

При аналізі точності електричних і електронних елементів машин і приладів використовують ланцюги, ланками яких є значення опорів, ємності, індуктивності, сили струму, напруги та інших фізичних параметрів.

Суть розрахунку розмірного ланцюга полягає у встановленні допусків і граничних відхилень всіх її ланок. При цьому розрізняють дві задачі – пряму і обернену.

Розв’язання прямої задачі зводиться до визначення допуску і граничних відхилень складових ланок за відомим допуском і граничним відхиленням замикаючої ланки (застосовується при проектному розрахунку розмірного ланцюга).

Розв’язання оберненої задачі полягає у визначенні номінального розміру, граничних відхилень і допуску замикаючої ланки за заданими номінальними розмірами і граничними відхиленнями складових ланок (перевірочний розрахунок).

PDF создан испытательной версией pdfFactory Pro www.pdffactory.com

69

Пряма і обернена задачі можуть бути розвязані в умовах:

1.Повної взаємозамінності (при впровадженні результатів розрахунку забезпечується повна взаємозамінність), за методом максимуму-мінімуму, при якому враховуються граничні відхилення складових ланок.

2.Неповної (обмеженої) взаємозамінності методами:

-теоретико-імовірностним;

-групової взаємозамінності;

-припасовування;

-регулювання.

Обернена задача.

1.Ставиться і чітко формулюється завдання.

2.Розраховується номінальне значення розміру замикаючої

ланки.

3.Розраховують:

а) при теоретичних розрахунках:

-координати середини поля допуску замикаючої ланки;

-величину поля допуску замикаючої ланки і його граничні відхилення;

-при розрахунках на підставі теорії імовірності розраховують можливий ризик виходу розміру замикаючої ланки за межі заданого допуску;

-при розрахунках, виходячи з фактичних даних, визначають поля розсіювання, координати їх середин (центрів групування) і, якщо необхідно, будують криву розсіювання для всіх ланок;

-визначають відносні середньоквадратичні відхилення і коефіцієнти асиметрії кривої розсіювання кожної зі складових ланок;

-розраховують поле розсіювання замикаючої ланки;

-у разі потреби розраховують координату центру групування розмірів замикаючої ланки;

-при необхідності розраховують можливий вихід відхилень замикаючої ланки за межі його поля допуску.

Щоб забезпечити повну взаємозамінність, розмірні ланцюги розраховують методом максимуму-мінімуму, при якому допуск замикаючого розміру визначають арифметичним складанням допусків складових розмірів. Метод розрахунку на максимум-

PDF создан испытательной версией pdfFactory Pro www.pdffactory.com

70

мінімум, що враховує лише граничні відхилення ланок розмірного ланцюга і найгірші їх поєднання, забезпечує задану точність збірки без підгонки (підбору) деталей.

Розглянемо послідовність розрахунку оберненої задачі розмірного ланцюга.

1.Визначення номінального розміру замикаючої ланки.

Утехнологічному лінійному розмірному ланцюзі розмір А є

замикаючим; він залежить від збільшувального розміру А1 і зменшувального А2:

А= А1 – А2 = 60 - 28 = 32 мм.

Узагальному випадку при п збільшувальних і р зменшувальних розмірах номінальний розмір замикаючої ланки лінійного розмірного ланцюга можна визначити:

n	p
A = å Aj ув − å Aj ум ;
i=1	j=1

Це рівняння справедливе і в разі, коли замість номінальних взяті значення відповідних дійсних розмірів.

2. Визначення граничних розмірів замикаючої ланки.

Складові розміри ланцюга можуть мінятися у встановлених допусками межах. При поєднанні найбільших збільшувальних і найменших зменшувальних складових розмірів замикаючий розмір має найбільше значення

n	p
Amax = å Amaxj зб	− å Aiminзм	;
i=1	j=1

При поєднанні найменших збільшувальних і найбільших зменшувальнихих складових розмірів — найменше значення

n	p
Amin = å Aminj ув − å Aimaxум :
i=1	j=1

Виразимо найбільший граничний розмір у вигляді алгебраїчної суми номінального розміру і верхнього відхилення, а найменший граничний розмір — у вигляді алгебраїчної суми номінального розміру і нижнього відхилення.

PDF создан испытательной версией pdfFactory Pro www.pdffactory.com