Расчет точности размеров деталей, входящих в сборочный узел

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

1. Расчет и выбор посадки для гладкого цилиндрического соединения с гарантированным натягом и зазором

Таблица 1.1. Исходные данные

№вар.	Диаметр соединения d, мм	Наружный диаметр втулки d2, мм	Длина соединения l, мм	Материал втулки и вала	Осевая сила Roc, кН	Шероховатость поверхности
						Втулки , мкм	Вала , мкм
50	50	80	50	Броф10-1	22	2.5	1.6

1. Определяем требуемое минимальное удельное давление. ([1], ф. 1.107, с. 333)

(Н/м)

где - коэффициент трения при установившемся процессе распрессовки или проворачивания. Принимаем по материалу сопрягаемых деталей Сталь-Сталь равным 0.05. ([1], табл. 1.104, с. 334).

2. Определяем необходимую величину наименьшего расчетного натяга ([1], ф. 1.110, с. 334)

где Е_i - модули упругости материалов соответственно охватываемой и охватывающей деталей, Е₁ =0.84, Е₂ = Н/м² ([1], табл. 1.106, с. 335);

с_i - коэффициенты Ляме, определяемые по формулам ([1], ф. 1.111, с334):



где - коэффициенты Пуассона для охватывающей и охватываемой деталей, ([1], табл. 1.106, с. 335).

(мкм)

3. Определяем минимальный допустимый натяг ([1], ф. 1.112, с. 335):

.

где - поправка, учитывающая смятие неровностей контактных поверхностей деталей при образовании соединения ([1], ф. 1.113, с. 335)

(мкм)

зазор передача калибр зубчатый

- поправка, учитывающая различие рабочей температуры деталей (t_d и t_D) и температуры сборки (t_сб), , т.к. температуры равны между собой. ([1], с. 335)

- поправка, учитывающая ослабления натяга под действием центробежных сил, принимаем = 0, т.к. детали не вращаются.

- добавка, компенсирующая уменьшения натяга при повторных запрессовках, определяется опытным путем. Принимаем равной 10 мкм

(мкм)

4. Определяем максимально допустимое удельное давление, при котором отсутствует пластическая деформация на контактных поверхностях деталей ([1], ф. 1.115 и ф. 1.116, с336). При согласовании с преподавателем, изменяю материал деталей.

где - предел текучести материалов охватываемой и охватывающей деталей.

(Н/м²)

(Н/м²)

В качестве , берем наименьшее из двух значений, следовательно (Н/м²).

5. Определяем величину наибольшего расчетного натяга ([1], ф. 1.117, с. 336):

(мкм)

6. Определяем величину максимально допустимого натяга ([1], ф. 1.118, с. 336):

где - коэффициент, учитывающий увеличение удельного давления у торцов охватывающей детали, принимаем равным 0.93 ([1], рис. 1.68, с. 336).

(мкм)

7. Выбираем посадку из таблиц системы допусков и посадок ([1], табл. 1.49, с. 156):

В выборе посадки мы следовали следующим условиям:

1. ([1], ф. 1.119, с. 336)

2. ([1], ф. 1.119, с. 336)

Запас прочности соединения для данной посадки равен (мкм) ([1], с. 339). Запас прочности деталей (мкм) ([1], с. 339). Фактические запасы прочности выше, т.к. в соединении не будет натягов, больших чем вероятностный максимальный натяг, и меньших, чем вероятностный минимальный натяг ([1], с. 339):

(мкм)

(мкм)

8. Определяем усилие запрессовки ([1], ф. 1.121, с. 336)

H

где

(Н/м²).

Таблица 1.2-Исходные данные

№вар.	Диаметр соединения d, мм	Длина соединения l, мм	Марка масла индустриального	Радиальная нагрузка, R, H	Частота вращения вала Об/мин	Шероховатость поверхности
						Ступицы , мкм	Вала , мкм
52	70	80	30	4500	2000	4	1.6

1. По условию среднее давление. Устанавливаем допускаемую минимальную толщину масляного слоя ([1], ф. 1.76.с. 236). При согласовании с преподавателем, изменяю шероховатость

(м)

где - коэффициент запаса надежности по толщине масляного слоя;

- добавка на неразрывность масляного слоя, .

Задаемся рабочей температурой подшипника єС ([1], с. 288) при которой

2. Рассчитываем значение Аh([1], ф. 1.86, с. 289);



3. По рисунку 1.27 ([1], с. 288) определяем, используя найденное значениеи l/d=2, минимальный относительный эксцентриситет, при котором толщина масляного слоя равна . меньше 0.3 и поэтому условие (1.79) ([1], с. 286) не выполнено.

По рисунку 1.27 находим значениепри и l/d=2 и затем определяем величину минимального допускаемого зазора([1], ф. 1.89.с. 289):

мкм

4. По найденному ранее значению находим максимальный относительный эксцентриситет, при котором толщина масляного слоя ([1], рис. 1.27.с. 288):

Определяем величину максимального допускаемого зазора (1 ф. 1.89, с. 289):

мкм

5. Для выбора посадки наряду с условиями:

и используется дополнительное условие, что средний зазор в посадке должен быть примерно равен оптимальному.

Рассчитаем оптимальный зазор ([1], ф. 1.83, с. 286):

мкм

где - максимальное значение А при данном l/d, ,

Определяем максимальную толщину масляного слоя при оптимальном зазоре([1] ф. 1.70.с. 283):

мкм

Определяем, что условиям подбора посадки наиболее близко соответствует посадка

Для которой, мкм

Условие (1.78) можно считать выполненным, т.к. получение зазора мкм маловероятно:

мкм

2. Выбор универсальных средств измерения для контроля соединения рассчитанного в первом пункте

Для контроля размера отверстия , контроля размера вала принимаем измерительный инструмент исходя из условия его выбора:

где - погрешность прибора,

- допуск погрешности измерения, выбирается по ГОСТ 8.051-81, который для вала равен (мкм), для отверстия - (мкм).

Исходя из условия, выбираем измерительный инструмент:

Для вала - микрометр гладкий 1-го класса с настройкой на размер 50 мм, =9.

Для отверстия - нутромер индикаторный при замене отсчётного устройства измерительной головкой с ценой деления 0.002 мм при установке на размер50 мм, =4.5.

Характеристики инструментов сведем в таблицу 2.1.

Таблица 2.1 - Метрологические характеристики инструмента.

Наименование	Предел измерений, мм	Цена деления основной шкалы, мм	Допускаемая погрешность, мм
Микрометр гладкий 1-ого класса ГОСТ 6507-90	25-50	0.01
Нутромер индикаторный с измерительной головкой ГОСТ 9244-75	18-50	0.002

3. Расчет и конструирование предельных калибров для контроля соединения, рассчитанного в пункте 1

1. Расчет исполнительных размеров для контроля вала.

Исходный размер вала -

Исполнительным размером калибра-скобы называется наименьший предельный размер калибра с отклонением в «+», равным допуску на его изготовление.

Рассчитаем исполнительные размеры для калибра-скобы:

определим значения по ГОСТ 24853-81:

- отклонение середины поля допуска на изготовление проходного калибра для вала относительно небольшого предельного размера изделия

мкм;

-допустимый выход размера изношенного проходного калибра для вала за границу поля допуска изделия

мкм;

- допуск на изготовление калибров для вала

мкм;

С учетом данных размеров строим схему расположения полей допусков

(мм)

(мм)

2. Расчет исполнительных размеров калибров для контроля отверстия.

Исходный размер отверстия -

Исполнительным размером калибра-пробки называется наибольший предельный размер калибра с отклонением в «-», равным допуску на его изготовление.

Рассчитаем исполнительные размеры для калибра-пробки:\

определим значения по ГОСТ 24853-81:

Z - отклонение середины поля допуска на изготовление проходного калибра для отверстия относительно небольшого предельного размера изделия

мкм

Y - допустимый выход размера изношенного проходного калибра для отверстия за границу поля допуска изделия

мкм;

H - допуск на изготовление калибров для отверстия

мкм;

С учетом данных размеров строим схему расположения полей допусков (Рисунок 3.2).

(мм)

(мм)



Эскиз калибра-скобы

Эскиз калибра-пробки

4. Расчет, выбор посадок для подшипников качения. Определить процент натягов и зазоров в соединении. Проверить наличие радиального посадочного зазора при наибольшем натяге для циркуляционного нагруженного кольца. Привести эскиз подшипникового узла и посадочных поверхностей с указанием точности изготовления размеров, шероховатости, допусков формы и расположения. ([3], табл. 2)

Таблица 4 - Исходные данные

Тип подшипника	Виды нагружения колец	Наружный диаметр D, мм	Спосб центрирования
207	Внутреннее	Наружное	48	d

1. Определим режим работы подшипника качения:

, т.к. , то режим работы - легкий ([4], табл. 6, с. 7).

I. Зададимся следующими видами нагружения колец:

а) внутреннее - циркуляционное нагружение:

Выбираем посадку:

Рассчитаем характеристики посадки: (мм)

(мм)

Так как посадка переходная рассчитаем среднеквадратичное отклонение натяга:

(мм)

Пределы интегрирования:

При z = 1.802 по таблице 1 ([1], с. 12) находим Ф(z) = 0.4641. Тогда вероятность зазора находим по зависимости:

Так как процент натяга составляет величину большую, чем 95%, то данная посадка применима.

Рассчитаем величину радиального посадочного зазора ([8], с. 83):

где g_н - начальный радиальный зазор ([8], прилож. VII, с. 196):

g_н.ср. = (мкм)

Дd_1нб - величина деформации ([8], ф. III-24, с. 82):



где Д_эФ - эффективный натяг, Д_эФ = 0,85Д_нб

Д_нб - измеренный натяг,

d₀ - приведенный наружный диаметр внутреннего кольца ([8], с. 83):

(мм)

Тогда

(мм)

б) наружное - местное нагружение;

Выбираем посадку:

Рассчитаем характеристики посадки: (мм)

(мм)

Посадка применима, т.к. имеет 100% зазор.



II. Зададимся следующими видами нагружения колец:

а) Внутреннее - местное нагружение:

Выбираем посадку:

Определим характеристики посадки:

(мм);

(мм)

Так как посадка переходная рассчитаем среднеквадратичное отклонение натяга:

(мм)

Пределы интегрирования:

При z = 3.8 по таблице 1 ([1], с. 12) находим Ф(z) = 0.49966. Тогда вероятность зазора находим по зависимости:

Так как процент натяга составляет величину большую, чем 95%, то данная посадка применима.

б) наружное - циркуляционное нагружение:

Выбираем посадку:

Определим характеристики посадки:

(мм);

(мм)

Так как посадка переходная рассчитаем среднеквадратичное отклонение натяга:

(мм)

Пределы интегрирования:

При z = 3.8 по таблице 1 ([1], с. 12) находим Ф(z) = 0.49931 Тогда вероятность зазора находим по зависимости:

Рассчитаем величину радиального посадочного зазора ([8], с. 83):

где g_н - начальный радиальный зазор ([8], прилож. VII, с. 196):

g_н.ср. = (мкм)

Дg_1нб - величина деформации ([8], ф. III-24, с. 82):

где Д_эФ - эффективный натяг, Д_эФ = 0,85Д_нб

Д_нб - измеренный натяг,

- приведенный наружный диаметр внутреннего кольца ([8], с. 83):

(мм)

Тогда

(мкм)

Эскиз подшипникового узла и деталей, образующих соединение

5. Назначение выбор посадок шлицевого соединения. Схема расположения полей допусков по основным параметрам шлицевого соединения и расчет их предельных размеров, условное обозначение. ([3], табл. 3)

Исходные данные: наружный диаметр D = 32, способ центрирования - D.

1. Определяем параметры шлицевого соединения ([2], табл. 4.71, с. 250):

где z - число зубьев, z =6;

d - внутренний диаметр, d =26;

b - ширина шлица, b = 6;

Серия средняя.

Условное обозначение шлицевого соединения:

Посадки на размеры назначаем по таблицам 4.72, 4.74 и 4.75 ([2], с. 252-253).

2. Запишем условное обозначение шлицевого вала и определим размеры и допуски:

Рассчитаем предельные размеры и допуски вала:

d = 26g6

es = -7 (мкм);

еi = -20 (мкм);

d_max= d + es = 26-0.007=25.993 (мм);

d_min = d + ei = 26-0.02=25.98 (мм);

T_d= d_max - d_min = 25.993-25.98=0.013 (мм);



(мкм);

(мкм);

(мм);

(мм);

(мм);

(мкм);

(мкм);

(мм);

(мм);

(мм);

3. Запишем условное обозначение шлицевого отверстия, определим предельные размеры и допуски:

d=26H7

(мкм);

(мкм);

d_max = d + ES = 26 + 0.021 =26.021 (мм);

d_min= d + EI = 26 + 0 =26 (мм);

T_d = d_max - d_min = 26.021 - 26 =0.021 (мм);



(мкм);

(мкм);

(мм);

(мм);

(мм);

(мкм);

(мкм);

(мм);

(мм);

(мм);

4. Запишем посадку по центрирующему элементу (d):

5. Рассчитаем характеристики посадки:

(мм)

(мм)

(мм)

Проверка: (мм)

6. Найдем вероятностный допуск посадки:

(мм)

(мм)

(мм)

(мм)

Эскиз шлицевого соединения

6. Расчет предельных калибров для контроля шлицевого соединения рассчитанного в пункте 5. Привести эскизы калибров контроля центрирующего параметра

Контролируемое соединение:

Размеры калибра-пробки и калибра-кольца определяются по формулам, указанным в таблице 6.1.

Таблица 6.1 - Характеристики параметров калибров

Определяемые параметры калибра	Калибр-пробка	Калибр-кольцо
	Размер, мм	Предельные отклонения, мкм	Размер, мм	Предельные отклонения, мкм
dk	dmin - Zd		dmax + Z1D
Dk	Dmin - ZD `		Dmax + Z1D `
bk	bmin - Zb		bmax + Z1b

где D_k - номинальный наружный диаметр калибра;

d_k -номинальный внутренний диаметр калибра;

b_k - номинальная толщина зуба калибра-пробки и ширина паза калибра-кольца;

D_min наименьший диаметр D втулки;

D_max - наибольший диаметр D вала;

d - номинальный внутренний диаметр втулки и вала;

b_min - наименьшая ширина паза;

b_max - наибольшая ширина паза;

Z_D, Z_b - расстояние от середины поля допуска на изготовление калибра-пробки до соответствующего наименьшего предельного размера втулки;

Z_1D, Z_1b - расстояние от середины поля допуска на изготовление калибра-кольца до соответствующего наибольшего предельного размера вала;

H_D - допуск на изготовление калибра-пробки;

H_b - допуск на изготовление калибра-пробки по толщине зуба;

H_1D - допуск на изготовление калибра-кольца;

H_1b - допуск на изготовление калибра-кольца по ширине паза;

1. Для контроля шлицевого отверстия: - используется калибр-пробка.

По ГОСТ 7951 - 80 определим величины (табл. 2):

Z_d = 0.007 мм;

H_d = 0.006 мм;

(мм)

(мм)

б) Приведем расположение схемы полей допусков размера b_k.

- поле допуска на изготовление калибра,

- поле допуска размера b.

По ГОСТ 7951 - 80 определим величины (табл. 3):

Z_b = 0.010 мм;

H_b = 0.004 мм;

(мм)

(мм)

в) Расположение поля допуска диаметра Dk калибра - пробки для нецентрирующего диаметра указано на рис. 6.3.

По ГОСТ 7951 - 80 определим величины (табл. 6):

мм;

мм;

мм

мм

По ГОСТ 7951 - 80 определим величины (табл. 5):

Z_1b = 0.010 мм;

H_1b = 0.005 мм;

(мм)

(мм)

По ГОСТ 7951 - 80 определим величины (табл. 6):

мм

мм

(мм)

(мм)

Эскиз калибра-пробки

Допуск симметричности зуба калибра-пробки или паза калибра-кольца относительно оси поверхности dk (ГОСТ 7951-80, табл. 8):

Т_? = 8 мкм

Допуск параллельности боковой стороны зуба калибра-пробки или паза калибра-кольца относительно оси поверхности dk при центрировании по d (ГОСТ 7951-80, табл. 8):

Т_// = 4 мкм

Допуск симметричности и параллельности

7. Для заданного чертежа сборочного узла и требования точности замыкающего звена составить размерную цепь и провести расчеты точности осевых размеров деталей методами, указанными в таблице 3 ([3])

Таблица 7.1 - Расчет размерной цепи вероятностный методом

Звено	Номинальный размер, мм		Обозначение основного отклонения	Квалитет	Допуск Т, мкм	Верхнее отклонение В, мкм	Нижнее отклонение Н, мкм	Середина поля допуска С, мкм
	0	-	-	-	820	-820	0	-410
	3	0,73	-	-	180	1175	995	1085
	35	1,56	h	13	390	0	-390	-195
	40	1,56	h	13	390	0	-390	-195
	32	1,56	h	13	390	0	-390	-195
	4	0,73	h	13	180	0	-180	-90
	114	2,17	Js	13	540	270	-270	0

Составим равнение размерной цепи:

(мм).

Расчетное значение замыкающего звена равно заданному, что свидетельствует о правильности составление цепи.

3. Назначаем значения единиц допуска i ([7], табл. 1.2, с. 8) и сводим их в таблицу 7.1

4. Определяем расчетное значение числа единиц допуска ([7], с. 10):

где - допуск замыкающего звена, (мкм),

i - единицы допусков

(мкм)

Всем звеньям (кроме одного) назначаем точности изготовления по IT13. Данные заносим в таблицу 7.1.

5. Определение истинного процента брака.



что соответствует 0,511% брака.

Полагаем что такой процент брака нас устраивает.

6. Определяем предельные отклонения увязочного звена .

Определяем координату середины поля допуска звена по формуле:

7. Определяем верхние и нижние отклонения полей допусков ([7], с. 10).

Данные заносим в таблицу 7.1.

мкм

мкм

8. Выполним проверку.

- 410 = 0 - (1085 - 195 - 195 - 195 - 90)

- 410 = -410

из расчетов (мкм), что совпадает с заданным условием. Т. о. делаем вывод, что расчет выполнен верно.

Метод регулирования

Выбор и назначение допусков на составляющие звенья считаем, что для размеров звеньев экономически приемлемым является 13-й квалитет.

Определяем наибольшую величину компенсации([6], стр. 25 формула (3,11)):

Следовательно, при самом неблагоприятном сочетании размеров надо с компенсатора снять слой материала толщиной 1,07 мм, чтобы замыкающее звено попадало в предписанные пределы.

Расчет ведется с использованием таблицы

Звено	Номинальный размер, мм		Обозначение основного отклонения	Квалитет	Допуск Т, мкм	Верхнее отклонение В, мкм	Нижнее отклонение Н, мкм	Середина поля допуска С, мкм
	0	-	-	-	820	-820	0	-410
	3	0,73	-	-	1070	-	-	1085
	35	1,56	h	13	390	0	-390	-195
	40	1,56	h	13	390	0	-390	-195
	32	1,56	h	13	390	0	-390	-195
	4	0,73	h	13	180	0	-180	-90
	114	2,17	Js	13	540	270	-270	0

Определяем предельные размеры компенсатора - звена .Вначале определим координату середины поля допуска звена по формуле:

мкм

мм

мм

Определяем числа ступеней компенсации:

Допуск на отдельный компенсатор выбирается в пределах:

мкм

Принимаем мкм (12 квалитет);

Число ступеней компенсации следует всегда округлять в большую сторону, определяя наименьшее число ступеней .

Определяем величину ступеней компенсации:

Определяем размеры компенсаторов в комплекте:

Количество компенсаторов в комплекте соответствует числу ступеней компенсации:

8. Для заданного сборочного узла произвести выбор посадок ответственного соединения. Сделать эскизы деталей входящих в сборочный узел и указать точность осевых и диаметральных размеров, требования к точности формы и расположения поверхностей и шероховатость

Произведем выбор посадок и назначение шероховатости, точности диаметральных и осевых размеров, а также точности формы и расположения поверхностей описывая каждую сборочную единицу в отдельности.

Вал

Так как нам известны диаметры валов под подшипники, то рассчитываем остальные диаметры валов по формулам ([10] стр. 42), где r-координата фаски подшипника, f-высота буртика:

мм, принимаем =60 мм.

мм, принимаем =60 мм.

Проставим допуски формы и расположения поверхностей. Следует отметить, что на нашем валу мы проставили две базы относительно которых будем рассматривать допуски формы и расположения - A, B, K, L.

Допуски цилиндричности состоят из символа /_/, числового значения допуска в миллиметрах и буквенного обозначения базы или поверхности, с которой связан допуск.

На размер Ш50k6;

T_{/_/} = (мм)

На размер Ш60r6;

T_{/_/} = (мм)

На размер Ш50k6;

T_{/_/} = (мм)

На размер Ш45r6;

T_{/_/} = (мм)

Допуск цилиндричности посадочных поверхностей для подшипников качения задают, чтобы обеспечить равномерный натяг по всей посадочной поверхности степеней вала и ограничить концентрацию напряжений. Для ступеней, где посажены зубчатые колеса, допуск цилиндричности задают, чтобы ограничить концентрацию давлений при посадке с натягом.

Допуски соосности состоят из символа ©, численного значения допуска в миллиметрах и буквенного обозначения базы или поверхности, с которой связан допуск. Из условия, что степень точности допуска для зубчатого колеса - 7. Тогда допуски соосности равны:

На размер Ш50k6;

B1=20 мм

Т_© = 0.1B1

Ттаб = мкм; Ттаб =0.008 мм

На размер Ш60r6;

Т_© = 0.040 мм

На размер Ш50k6;

B1=20 мм

Т_© = 0.1B1

Ттаб = мкм; Ттаб =0.008 мм

На размер Ш45r6;

Т_© = 0.030 мм

Допуск соосности посадочных поверхностей для подшипников качения, относительно их общей оси задают, чтобы ограничить перекос колец подшипника, а для зубчатого колеса - обеспечить нормы кинематической точности и нормы контакта зубчатой передачи.

Допуск перпендикулярности проставляется там, где в буртики вала упирается какая-либо деталь. В нашем случае:

мм

- для случая, когда в соприкосновение с подшипником;

- для случая, когда в соприкосновение с зубчатым колесом;

Допуск перпендикулярности базового торца вала назначают, чтобы уменьшить перекос колец подшипника и искажение геометрической формы дорожек качения внутри кольца подшипника.

Допуск симметричности и параллельности шпоночного паза будет следующий:

На размер 18P9; d=60 мм;

t_шп=43 мкм

Т_// = 0.5t_шп = (мм)

Т_? = 2t_шп = (мм)

На размер 14P9; d=45 мм;

Т_// = 0.5t_шп = (мм)

Т_? = 2t_шп = (мм)

Допуск параллельности и симметричности шпоночного паза задается, чтобы он был симметричен относительно оси ступени вала, на которой расположен и параллелен этой оси. При этом соединение будет передавать необходимую нагрузку без искажений.

Эскиз вала

Назначение посадки для зубчатого колеса, определение допусков и формы расположения

Зубчатое колесо устанавливают по посадке с большим натягом , так как на колесо дополнительно действует осевая сила, которая создает момент. Этот момент перераспределяет по поверхности сопряжения колес с валом.

Для шпоночного паза задают допуски параллельности и симметричности:

Т_// = 0.5t_шп = мм

T? =2 tшп =мм

Допуск цилиндричности посадочной поверхности назначают, чтобы ограничить концентрацию контактных давлений по посадочной поверхности.

Т_{/_/} = 0.5t,

где t=0.030, тогда Т_{/_/} =мм

Эскиз зубчатого колеса

Подшипники

Поскольку в нашем соединение присутствуют два одинаковых подшипника, то для описания нам достаточно одного. Учтем то, что мы рассматриваем два случая, когда вал вращается - корпус неподвижен и корпус вращается вал неподвижен. Т. о. посадка для внутренних и наружных колец, которые имеют циркуляционное нагружение, т.е. вращаются относительно нагрузки, следующая - . А посадка для внутренних и наружных колец, которые имеют местное нагружение, т.е. неподвижны относительно нагрузки -

Глухая крышка

Назначим посадку - , т.к. данная посадка обеспечивает свободное базирование детали в корпусе.

Назначим допуск параллельности торцов крышки([10], стр333): Т_// = 0.06 (мм). Его назначают, чтобы ограничить перекос колец подшипников качения.

Назначим позиционный допуск:

(мм) - его задают, чтобы ограничить отклонения расположения центров крепежных отверстий. Следует отметить, что данный допуск задается лишь в том случае, когда отверстие для винтов сверлят независимо друг от друга.

Эскиз глухой крышки

Сквозная крышка

Посадка выбрана для крышки подшипника, т.к. данная посадка обеспечивает высокую точность центрирования, лёгкость сборки и разборки (посадка с зазором). Допуск параллельности торцов крышки задают, если по торцу крышки базируют подшипник качения. Допуск назначают, чтобы ограничить перекос колец подшипников качения.

На размер Т_// = 0.06 (мм) при степени точности допуска 9 ([3], табл. 22.8 стр. 360);

Назначим позиционный допуск:

(мм) - его задают, чтобы ограничить отклонения расположения центров крепежных отверстий. Следует отметить, что данный допуск задается лишь в том случае, когда отверстие для винтов сверлят независимо друг от друга.

Эскиз сквозной крышки

9. Расчет и нормирование точности и вида сопряжения зубчатой передачи

Таблица -9.1

Модуль m, мм			Частота в ращения n,	Рабочая температура передачи, єС	Рабочая температура корпуса, єС
1	113	226	2450	80	60

1. Определяем диаметры шестерни и колеса:

(мм)

(мм)

2. Определяем межосевое расстояние передачи ([5], с. 13):

(мм)

3. Рассчитываем окружную скорость передачи ([5], с. 13):

(м/с)

4. По величине окружной скорости назначаем 6-ю степень точности по нормам плавности ([5], табл. 2.1, с. 7). Применив принцип комбинирования, назначаем 7-ю степень по нормам кинематической точности и 6-ю - по нормам контакта.

Определяем гарантированный боковой зазор в передаче ([5], ф. 2.1, с. 8):

где v - толщина слоя смазочного материала между поверхностями зубьев,

v = 0.01m = 0.01 ([5], с. 8);

- температурный коэффициент линейного расширения материала колеса и корпуса, ([5], с. 8);

- отклонение рабочих температур колеса и корпуса от нормальной (20?С), ;

- угол профиля исходного контура, = 20 ?

Тогда

мм или 45 мкм

Выбираем вид сопряжения - D ([5], табл. 2.3, с. 9).

5. Руководствуясь рекомендациями ([5], с. 12) выбираем показатели для контроля зубчатого колеса (Z₂) и назначаем на них допуски. Результаты выбора показателей и допусков сводим в таблицу 9.1

Таблица 9.1. - Показатели и их допуски для контроля зубчатого колеса.

Название показателя	Норма	Условное обозначение допуска	Величина допуска, мкм
Колебание измерительного межосевого расстояния за оборот колеса	Кинематической точности		50
Колебание измерительного межосевого расстояния на одном зубе	Плавности		22
Суммарное пятно контакта	Полноты контакта	по длине по высоте	70 50
Отклонение измерительного межосевого расстояния за оборот колеса	Бокового зазора		22 -90

Эти параметры выбраны по таблицам 6,8,12,22 ГОСТа 1643-81.

Выбранные показатели не требуют широкой номенклатуры измерительных средств и характеризуются простотой контроля.

6. Определяем наименьшую длину общей нормали:

где n - число охватываемых при измерение зубьев,

(мм).

7. По ГОСТ 1643-81 находим наименьшее отклонение средней длины общей нормали Е_Wms, состоящее из двух слагаемых, слагаемое I и слагаемой II. Определяем слагаемое I ([6], табл. 4, с. 13)

Е_WmsI = 50 (мкм)

Определяем слагаемое II при

Е_WmsII = 9 (мкм)

Тогда имеем: Е_Wms= Е_WmsI +Е_WmsII = 59 (мкм)

Затем находим допуск на среднюю длину общей нормали Т_Wm ([6], табл. 5, с. 14) и определяем наибольшее допустимое отклонение средней длины общей нормали.

Т_Wm = 40 (мкм)

8. Номинальная длина общей нормали с верхним и нижним отклонением:

исходя из чего, получаем

Литература

зазор передача калибр зубчатый

1. Допуски и посадки: Справочник в 2-ух частях. Ч 1. 1./ Под ред. В.Д. Мягкова. - 5-е изд., перераб. и доп. - Л.: Машиностроение. Ленингр. отд-ние, 1978 - 544 с., ил.

2. Допуски и посадки: Справочник в 2-ух ч./ В.Д. Мягков, М.А. Палей, А.Б. Романов, В.А. Брагинский. - 6-е изд., перераб. и доп. - Л.: Машиностроение. Ленингр. отд-ние, 1983. Ч 2. 448 с., ил.

3. Нормирование точности и технические измерения: Практическое пособие по выполнению курсовой работы для студентов машиностроительных специальностей. - Гомель: Учреждение образования «Гомельский государственный технический университет имени П.О. Сухого», 2002 - 22 с.

4. Нормирование точности и технические измерения: Практическое руководство к выполнению лабораторных работ по одноименному курсу для студентов машиностроительных специальностей. - Гомель: Учреждение образования «Гомельский государственный технический университет имени П.О. Сухого», 2002 - 38 с.

5. Мовшович А.В. Методические указания к курсовой работе по дисциплине «Взаимозаменяемость, стандартизация и технические измерения» для студентов. - Гомель: ГПИ, 1991.

6. А.В. Мовшович, О.С. Ершова. Контроль точности зубчатых колес: Практическое пособие к выполнению лабораторных работ по курсу «Нормирование точности и технические измерения» для студентов машиностроительных специальностей - Гомель: Учреждение образования «ГГТУ имени П.О. Сухого», 2002. 22 с.

7. А.А. Пучков. Основы алгоритмизации технологических расчетов. Учебное пособие по курсу «Технология машиностроения» для студентов специальности 12.01 - «Технология машиностроения», - Гомель. ГПИ. 1991. - 76 с.

8. Зябрев А.Н., Перельман Е.И., Шегал Н.Я. Пособие к решению задач по курсу «Взаимозаменяемость, стандартизация и технические измерения». - М.: Высшая школа, 1977.

9. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для техникумов. - М.: Высш. шк., 1991. - 432 с.: ил.

Размещено на Allbest.ru