Расчет точности размеров деталей, входящих в сборочный узел

rrr.cdw

* Размеры для справок.
Общие допуски согласно ГОСТ 30893.2-2002

rrs-rsrs-rrryesrrrsrr.docx

РАСЧЕТ ПОСАДОК ГЛАДКИХ ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ СОЕДИНЕНИЙ5
1 Расчет посадки с натягом5
2 Расчет посадки с зазором10
ВЫБОР УНИВЕРСАЛЬНЫЙХ СРЕДСТВ ИЗМЕРЕНИЙ ДЛЯ КОНТРОЛЯ СОЕДИНЕНИЯ С ЗАЗОРОМ16
РАСЧЕТ И КОНСТРУИРОВАНИЕ ПРЕДЕЛЬНЫХ КАЛИБРОВ ДЛЯ КОНТРОЛЯ СОЕДИНЕНИЯ С ЗАЗОРОМ17
1 Расчет калибра-пробки17
2 Расчет калибра-скобы19
ВЫБОР ПОСАДОК ДЛЯ КОЛЕЦ ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ21
НАЗНАЧЕНИЕ И ВЫБОР ПОСАДОК ШЛИЦЕВОГО СОЕДИНЕНИЯ28
РАСЧЕТ ПРЕДЕЛЬНЫХ КАЛИБРОВ ДЛЯ КОНТРОЯ ШЛИЦЕВОГО СОЕДИНЕНИЯ33
РАСЧЕТ ТОЧНОСТИ РАЗМЕРОВ ДЕТАЛЕЙ ВХОДЯЩИХ В СБОРОЧНЫЙ УЗЕЛ41
1 Расчет методом максимума41
2 Расчет методом регулирования43
РАСЧЕТ И НОРМИРОВАНИЕ ТОЧНОСТИ И ВИДА СОПРЯЖЕНИЯ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ47
ВЫБОР ПОСАДОК ОТВЕТСТВЕННЫХ СОЕДИНЕНИЙ51
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ56
В машиностроении созданы и освоены новые системы современных надежных и современных машин для комплексной автоматизации производства что позволяет выпускать продукцию высокого качества с наименьшими затратами труда; увеличивается выпуск автоматических линий новых видов машин приборов аппаратов отвечающих современным требованиям. Увеличивается доля изделий высшей категории качества в общем объеме их производства.
Большое значение для развития машиностроения имеет организация производства машин и других изделий на основе взаимозаменяемости создание и применении надежных средств технических измерений и контроля.
Одной из основных задач конструктора в процессе проектирования новых и усовершенствования устаревших изделий является подготовка чертежной документации способствующей обеспечение необходимой технологичности и высокого качества изделий. Повышение эффективности труда и качества выпускаемой продукции связано с выбором необходимой точности изготовления изделий расчетом размерных цепей выбором шероховатости поверхностей а также выбором отклонения от геометрической формы и расположения поверхностей.
Целью курсовой работы по НТТИ является закрепление теоретических знаний приобретение практических навыков по расчету и выбору посадок типовых соединений по решению размерных цепей простановки на чертежах обозначений посадок предельных отклонений размеров и требований к точности формы и расположения поверхностей.
РАСЧЕТ ПОСАДОК ГЛАДКИХ ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ СОЕДИНЕНИЙ
1Расчет посадки с натягом
Определяем требуемое минимальное удельное давление на контактных поверхностях соединения
где – крутящий момент стремящийся повернуть одну деталь относительно другой ;
– длина контакта сопрягаемых поверхностей ;
– коэффициент трения при установившемся процессе распрессовки или поворачивания [1 с. 334 таблица 1.104];
– номинальный диаметр соединения
Определяем необходимую величину наименьшего расчетного натяга
где и – модули упругости материалов соответственно охватываемой (вала) и охватывающей (отверстия) деталей ;
– коэффициенты Ламе определяемые по формулам
где – коэффициент Пуассона для охватываемой детали ;
– коэффициент Пуассона для охватывающей детали .
Тогда для сплошного вала (d1 = 0)
Для массивного корпуса (d2 )
Определяем минимальный допустимый натяг по формуле
где – поправка учитывающая снятие неровностей контактных поверхностей деталей при образовании соединения
– поправка учитывающая различие рабочей температуры деталей (tD и td) и температуры сборки (tсб) различие коэффициентов линейного расширения материалов соединяемых деталей (αD и αd)
где и – коэффициенты линейного расширения материалов детали с отверстием и вала.
Разность между рабочей температурой детали с отверстием и номинальной температурой
Разность между рабочей температурой вала и номинальной температурой
– поправка учитывающая ослабление натяга под действием центробежных сил;
где – окружная скорость на наружной поверхности втулки мс;
– плотность материала;
– добавка компенсирующая уменьшение натяга при повторных запрессовках.
так как температура tD = td = tсб = 20 °С;
так как детали не вращаются;
принимается с учетом возможным разборок.
На основании теории наибольших касательных напряжений определяется максимальное допустимое удельное давление [Pmax] при котором отсутствует пластическая деформация на контактных поверхностях деталей.
В качестве максимального допустимого удельного давления берется наименьшее из двух значений
где и – предел текучести материалов охватываемой и охватывающей детали.
Определяем величину наибольшего расчетного натяга
Определяем с учетом поправок к величине наибольшего расчетного натяга величину максимально допустимого натяга
где – коэффициент увеличения удельного давления у торцов охватывающей детали [1 c. 336 рисунок 1.68].
Поправку – следует учитывать если при рабочей температуре натяг увеличивается
Выбираем посадку из таблицы системы допусков и посадок [1 c. 153 таблица 1.49].
Условия подбора посадки следующие:
максимальный натяг Nmax в подобранной посадке должен быть не больше [Nmax]
минимальный натяг Nmin в подобранной посадке с учетом возможных колебаний действующей нагрузки и других факторов должен быть
Согласно [1 c. 153 таблица 1.49] выбираем посадку для которой ; .
Запас прочности соединения для данной посадки
Запас прочности деталей
Рассчитываем необходимое (максимальное) усилие при запрессовке собираемых деталей
где – коэффициент трения при запрессовке
Удельное давление при максимальном натяге в посадке определяется
Строим схему расположения полей допусков (рисунок 1.1).
Рисунок 1.1 – Схема расположения полей допусков
2 Расчет посадки с зазором
Определяем среднее удельное давление
где – радиальная нагрузка
Определяем допускаемую минимальную толщину масляного слоя
где и – средняя высота неровностей поверхностей вала и вкладыша;
– коэффициент запаса надежности по толщине масляного слоя ;
– добавка на неразрывность масляного
Задаемся рабочей температурой подшипника tп. По условию tп = 40 °С.
В соответствии с принятой температурой и маркой масла (по условию масло – индустриальное 40) определяем динамическую вязкость масла
где – динамическая вязкость при tп = 50 °С [1 c. 291 таблица 1.99];
Рассчитываем значение Аh по формуле
где – угловая частота радс
Определяем минимальный относительный эксцентриситет xmin [1 c. 288 рисунок 1.27] используя найденное значение Ah и ldн.с. = 12 минимальный относительный эксцентриситет хmin при котором толщина масляного слоя равна [hmin]. xmin 03 и поэтому условие xmin ≥ 03 не выполняется.
Тогда согласно [1 c. 288 рисунок 1.27] находим значение Ax = 0488 при х= 03 и ldн.с. = 12.
Минимальный допускаемый зазор
По найденному значению Ah = 023 согласно [1 c. 288 рисунок 1.27] находим максимальный относительный эксцентриситет xmax = 094 при котором h=[hmin].
Максимальный допускаемый зазор
Условия подбора посадки:
минимальный зазор в подобранной посадке
где – минимальный допускаемый зазор при котором толщина масляного слоя равна допускаемой минимальной величине [hm
максимальный зазор в подобранной посадке с учетом износа и шероховатости поверхностей вала и вкладыша
где – максимальный допускаемый зазор при котором толщина масляного слоя равна допускаемой минимальной величине [hmin].
где согласно [1 c. 288 рисунок 1.27] Аопт = 0511 хопт = 046.
Максимальная толщина масляного слоя при оптимальном зазоре
Согласно [1 с. 145 таблица 1.47] определим что условиям подбора посадки наиболее близко соответствует предпочтительная посадка для которой Smax = 820 мкм Smin = 380 мкм Sc = 600 мкм.
Для данной посадки минимальный запас на износ
Коэффициент нагруженности
Согласно [1 c. 284 таблица 1.97] при ldн.с. = 12 находим что значению СR = 112 соответствует значение х = 052. Тогда [1 c. 294 таблица 1.100] при х=052 и ldн.с. = 12 находим Cм = 3892.
Коэффициент трения в подшипнике (при минимальном зазоре )
Мощность теплообразования
Теплоотвод через корпус и вал подшипника
где – температура окружающей среды ;
– коэффициент теплоотдачи
Объем масла прокачиваемого через подшипник
где – теплоемкость масла
– температура масла на выходе из подшипника;
– температура масла на входе в подшипник.
Строим схему расположения полей допусков (рисунок 1.2)
Рисунок 1.2 – Схема расположения полей допусков
ВЫБОР УНИВЕРСАЛЬНЫЙХ СРЕДСТВ ИЗМЕРЕНИЙ ДЛЯ КОНТРОЛЯ СОЕДИНЕНИЯ С ЗАЗОРОМ
предельные отклонения отверстия – ES = + 022 мм; EI = 0;
величина погрешности [] = 50 мкм [2 c. 20 таблица 6];
с учетом неравенства
где – предельная погрешность измерения выбираем измерительное средство – нутромер микрометрический [2 c. 20 таблица 7].
предельные отклонения вала – es = – 038 мм; e
величина допускаемой погрешности измерений [] = 50 мкм [2 c. 20 таблица 6];
с учетом неравенства (2.2) выбираем измерительное средство – микрометр гладкий 2-го класса [2 c. 20 таблица 7].
Результаты выбора универсальных средств измерения занесем в таблицу2.1.
Таблица 2.1 – Результаты выбора универсальных средств измерения
Измеряемая поверхность
Предельные отклонения мкм
Предельная погрешность пр мкм
Универсальное средство измерения
Нутромер микрометрический
Микрометр гладкий 2-класса
РАСЧЕТ И КОНСТРУИРОВАНИЕ ПРЕДЕЛЬНЫХ КАЛИБРОВ ДЛЯ КОНТРОЛЯ СОЕДИНЕНИЯ С ЗАЗОРОМ
1 Расчет калибра-пробки
Расчет производится для калибра-пробки рассчитанного в п. 1.2.
Максимальный диаметр
Для квалитета 11 и интервала размеров «св. 80 до 120 мм» отклонение и допуск калибров [3 c. 6 таблица 2]:
z = 28 мкм = 0028 мм;
Н = 15 мкм = 0015 мм.
Предельные отклонения калибров
Исполнительные размеры калибров (проставление на чертеже)
Схема расположения полей допусков приведена на рисунке 3.1.
Рисунок 3.1 – Схема расположения полей допусков
На рисунке 3.2 приведены эскизы пробок.
Рисунок 3.2 – Эскизы пробок
2 Расчет калибра-скобы
z1 = 28 мкм = 0028 мм;
Н1 = 15 мкм = 0015 мм.
Схема расположения полей допусков приведена на рисунке 3.3.
Рисунок 3.3 – Схема расположения полей допусков
Эскиз скобы проведен на рисунке 3.4.
Рисунок 3.4 – Эскиз скобы
ВЫБОР ПОСАДОК ДЛЯ КОЛЕЦ ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ
Исходные данные и размеры:
тип подшипника – 6-208 [4];
режим работы подшипника – нормальный;
d = 40 мм; D = 80 мм; В = 18 мм; r = 2 мм.
Подшипник шестого класса точности.
Рассчитываем интенсивность нагрузки и выберем посадку для цируляционно- нагруженных колец подшипников для случаев:
а) вращается внутреннее кольцо наружное – неподвижно.
Определяем интенсивность нагрузки
где – радиальная нагрузка на опору ;
– динамический коэффициент посадки ;
– коэффициент учитывающий ослабление натяга (при сплошном вале);
– коэффициент неравномерности распределения радиальной нагрузки в двухрядных конических роликоподшипниках .
Выбираем посадку вала [5 c. 4. таблица 1].
Подбираем посадку внутреннего кольца подшипника из числа предусмотренных стандартом .
Принимаем посадку [5 c. 4. таблица 2].
Выберем посадку нагруженного кольца подшипника [5 c. 4. таблица 2].
Прочность циркуляционно нагруженного кольца при сборе проверяется по допустимому натягу
где – номинальный диаметр кольца подшипника м;
– допускаемое напряжение материала при растяжении ;
– коэффициент (для подшипников легкой серии).
где – максимальный табличный натяг.
Условие выполняется т.к.
Строим схемы расположения полей допусков для внутреннего и наружного колец подшипников. Схема расположения полей допусков внутреннего кольца подшипника представлена на рисунке 4.1.
Рисунок 4.1 – Схема расположения полей допусков
Схема расположения полей допусков наружного кольца подшипника представлена на рисунке 4.2.
Рисунок 4.2 – Схема расположения полей допусков наружного кольца подшипника
б) расчет посадки циркуляционно нагруженного кольца при варианте: вращается наружное кольцо внутреннее неподвижно.
Выбираем посадку отверстия в корпусе [5 c. 4. таблица 1].
Определяем предельные отклонения наружного диаметра подшипника из числа предусмотренных стандартом .
Выберем посадку для местнонагруженного кольца
Схема расположения полей допусков наружного кольца подшипника представлена на рисунке 4.3.
Рисунок 4.3 – Схема расположения полей допусков кольца подшипника
Схема расположения полей допусков внутреннего кольца подшипника представлена на рисунке 4.4.
Рисунок 4.4 – Схема расположения полей допусков внутреннего кольца подшипника
Рисуем эскизы вала (рисунок 4.5) и корпуса (рисунок 4.6) эскиз сборочного узла с условными обозначениями посадок (рисунок 4.7) проставляем на них численные значения отклонений размеров отклонений формы и расположения поверхностей а также параметров посадочных поверхностей.
Рисунок 4.5 – Эскиз вала
Рисунок 4.6 – Эскиз корпуса
Рисунок 4.7 – Эскиз сборочной единицы
Определяем процент зазоров и натягов в соединениях с переходными посадками.
Согласно [1 c. 12 таблица 1.1] Ф(z) = 0464.
Так как z > 0 то вероятность натяга
Так как z > 0 то вероятность зазора
Следовательно при сборке примерно 964% всех соединений (964 из 1000) будут с натягом и 36% соединений (36 из 1000) – с зазором.
Согласно [1 c. 12 таблица 1.1] Ф(z) = – 00359.
Следовательно при сборке примерно 464% всех соединений (464 из 1000) будут с натягом и 536% соединений (536 из 1000) – с зазором.
НАЗНАЧЕНИЕ И ВЫБОР ПОСАДОК ШЛИЦЕВОГО СОЕДИНЕНИЯ
Согласно [7 c. 2 таблица 2] выбираем шлицевое соединение
По заданному шлицевому соединению дать расшифровку заданного шлицевого соединения и выписать номинальные размеры его элементов с их расшифровкой.
Соединение шлицевое с центрированием по наружному диаметру с посадкой по диаметру центрирования по нецентрирующему диаметру и по размеру . Число зубьев Z = 8; внутренним диаметром d = 46 мм; наружным диаметром D = 54 мм; шириной шлица b = 5 мм.
Предельные отклонения для центрирующих и нецентрирующих элементов шлицевого соединения [7].
ES = +025 мм;es = – 032 мм;
EI = 0 мм;ei = – 048 мм.
Определяем предельные размеры вала и отверстия
Допуск размера вала и допуск размера отверстия
Определяем предельные зазоры
Схема расположения полей допусков представлена на рисунке 5.1.
Рисунок 5.1 – Схема расположения полей допусков
ES = +003 мм;es = – 003 мм;
EI = 0 мм;ei = – 006 мм.
Схема расположения полей допусков представлена на рисунке 5.2.
Рисунок 5.2 – Схема расположения полей допусков
ES = +0076 мм;es = – 0025 мм;
EI = + 004 мм;ei = – 0047 мм.
Схема расположения полей допусков представлена на рисунке 5.3.
Рисунок 5.3 – Схема расположения полей допусков
Эскизы шлицевого соединения и его деталей с указанием полей допусков предельных отклонений сопрягаемых и несопрягаемых поверхностей приведены на рисунке 5.4.
Рисунок 5.4 – Эскизы шлицевого соединения
РАСЧЕТ ПРЕДЕЛЬНЫХ КАЛИБРОВ ДЛЯ КОНТРОЯ ШЛИЦЕВОГО СОЕДИНЕНИЯ
Расчет производится для шлицевого соединения рассчитанного в разделе 5. Привести эскизы калибров для контроля шлицевого вала и шлицевой втулки с указанием точности изготовления размеров шероховатостей допусков форм и расположение поверхностей.
Шлицевое соединение .
Расчет комплексного калибра-пробки.
Размеры калибра-пробки согласно [8 с. 3 таблица 1]
где – номинальный внутренний диаметр калибра-пробки;
– номинальный внутренний диаметр втулки и вала;
– номинальный наружный диаметр калибра-пробки;
– наименьший диаметр втулки;
– расстояние от середины поля допуска на изготовление калибра-пробки до соответствующего наименьшего предельного размера втулки;
– допуск на изготовление калибра-пробки по центрирующему диаметру;
– номинальный толщина зуба калибра-пробки;
– наименьшая ширина паза;
– допуск на изготовление калибра-пробки по толщине зубов;
– предельные размеры изношенного внутреннего диаметра калибра-пробки;
– допустимый выход размера изношенного калибра-пробки за границу поля допуска вала;
– предельные размеры изношенных наружных диаметров калибра-пробки.
Отклонения и допуск диаметра калибра-пробки [8 c. 5 таблица 2]
Отклонения и допуск размера bк калибр-пробки [8 c. 5 таблица 3]
Накопленная погрешность шага не должна превышать 6 мкм [8 c. 10 таблица 7]. Допуск симметричности зуба калибра-пробки относительно оси поверхности Dк равен 8 мм [8 c. 11 таблица 8]. Допуск параллельности боковых сторон зуба калибра-пробки относительно оси поверхности Dк равен 4 мкм [8 c. 11 таблица 8].
На рисунке 6.1 приведена схема расположения поля допуска центрирующего диаметра D пробки.
Рисунок 6.1 – Схема расположения поля допуска центрирующего диаметра пробки:
– поле допуска центрирующего диаметра втулки; 2 – поле допуска на изготовление калибра-пробки; 3 – поле износа калибра-пробки
На рисунке 6.2 приведена схема расположения поля допуска размера bк калибра-пробки.
Рисунок 6.2 – Схема расположения поля допуска размера bк калибра-пробки:
– поле допуска размера b втулки; 2 – поле допуска на изготовление калибра-пробки; 3–поле износа калибра-пробки
Схема расположения поля допуска нецентрирующего диаметра втулки приведена на рисунке 6.3.
Рисунок 6.3 – Схема расположения поля допуска нецентрирующего диаметра втулки:
– поле допуска нецентрирующего диаметра втулки; 2 – поле допуска на изготовление калибра-пробки; h7 – поле допуска калибра-пробки
Эскиз калибра-пробки приведен на рисунке 6.4.
Рисунок 6.4 – Эскиз калибра-пробки
Расчет комплексного калибра-кольца [8 с. 3 таблица 1].
где – наибольший диаметр вала d;
– наибольший диаметр D вала;
– допуск на изготовление калибра по ширине паза b;
– допуск на изготовление калибра-кольца по центрирующему диаметру;
– расстояние от середины поля допуска на изготовление калибра-кольца до соответствующего наименьшего предельного размера втулки;
– допустимый выход размера изношенного калибра-кольца за границу поля допуска вала;
– наибольшая толщина паза;
Отклонения и допуск диаметра калибра-пробки [8 c. 7 таблица 4]
Отклонения и допуск размера bк калибр-пробки [8 c. 8 таблица 5]
Схема расположения поля допуска центрирующего диаметра приведена на рисунке 6.5.
Рисунок 6.5 – Схема расположения поля допуска центрирующего диаметра:
– поле допуска размера d вала; 2 – поле допуска изготовления калибра-кольца; 3 – поле износа калибра-кольца
Схема расположения поля допуска размера bк калибра-кольца приведена на рисунке 6.6.
Рисунок 6.6 – Схема расположения поля допуска размера bк калибра-кольца:
– поле допуска размера b вала; 2 – поле допуска изготовления калибра-кольца; 3 – поле износа калибра-кольца
Схема расположения поля допуска нецентрирующего диаметра втулки расположен на рисунке 6.7.
Рисунок 6.7 – Схема расположения поля допуска нецентрирующего диаметра втулки:
– поле допуска нецентрирующего диаметра втулки; 2 – поле допуска на изготовление калибра-кольца; Н8 – поле допуска dк калибра-кольца
Эскиз калибра-кольца приведен на рисунке 6.8.
Рисунок 6.8 – Эскиз калибра-кольца
РАСЧЕТ ТОЧНОСТИ РАЗМЕРОВ ДЕТАЛЕЙ ВХОДЯЩИХ В СБОРОЧНЫЙ УЗЕЛ
1 Расчет методом максимума-минимума
Схема размерной цепи приведена на рисунке 7.1.
Рисунок 7.1 – Схема размерной цепи
Определение номинальных размеров составляющих звеньев.
А1 = 18; А2 = 10;= 40; А4 = 45; А5 = 35; А6 = 10; А7 = 55; А8 = А9 = 18; А10 = 8; А11 = 3; А12 = 261; А13 = 3; А14 = 8.
Определение средней точности размерной цепи или числа единиц допуска. Устанавливаем значение i для составляющих звеньев кроме стандартных А1 и А9 [9 с. 20 таблица 2.2]
Найденное число единиц допуска лежит в пределах стандартных значений а= 25 (8 квалитет) и а = 40 (9 квалитет) [9 c. 22 таблица 2.3]. Отсюда следует что часть звеньев должна изготавливаться по 8 квалитету а часть – по 9 квалитету. Результаты расчета сводятся в таблицу 7.1.
Таблица 7.1 – Результаты поэтапных расчетов отклонений размеров составляющих звеньев размерной цепи методом максимума-минимума
Номинальный размер мм
Обозначение основного отклонения
Верхнее отклонение В
Середина поля допуска
Допуск увязачного звена
Координата середины поля допуска увязачного звена
Определение предельных отклонений увязачного звена
Проверка производится для координат середины полей допусков
Это говорит о правильности проведенных вычислений.
2 Расчет методом регулирования
Номинальные размеры составляющих звеньев были определены в п. 7.1.
Выбор и назначение допусков на составляющие звенья. Считаем что для размеров звеньев экономически приемлемым является 12-й квалитет. Назначаем по этому квалитету допуски на все размеры кроме допусков на монтажную высоту подшипников которые принимаются согласно [10] и на звено которое выбрали в качестве компенсатора.
Наибольшая величина компенсации
Следовательно при самом неблагополучном сочетании размеров надо с компенсатора снять слой материала толщиной 0752 мм.
Определение предельных размеров компенсатора.
Вначале определяем координату середины поля допуска звена
В таблице 7.2 приведены результаты расчета.
Таблица 7.2 – Результаты поэтапных расчетов отклонений размеров составляющих звеньев размерной цепи методом регулирования
Определение числа ступеней компенсации
где – сумма допусков составляющих звеньев без допуска на компенсатор;
– допуск на отдельный компенсатор в комплекте
Принимаем (12 квалитет).
Число ступеней компенсации следует всегда округлять в большую сторону так как определяется наименьшее число ступеней. [9 c. 46 формула (3.55)].
Величина ступени компенсации
Размеры компенсаторов в комплекте
РАСЧЕТ И НОРМИРОВАНИЕ ТОЧНОСТИ И ВИДА СОПРЯЖЕНИЯ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ
Рабочая температура передачи 40 °С;
Рабочая температура корпуса 20 °С.
Определяем межосевое расстояние
Степень точности зубчатой передачи – 8; степень точности по нормам плавности работы – 7; степень точности по нормам контакта зубьев – 8 [1 c. 328 таблица 5.12].
Выбор вида сопряжения.
Боковой зазор соответствующий температурной компенсации
где – межосевое расстояние мм.
– коэффициент линейного расширения для материалов зубчатых колес [1 c. 187 таблица 1.62];
– коэффициент линейного расширения для материалов корпуса [1 c. 187 таблица 1.62];
– предельная температура зубчатых колес для которых рассчитывается боковой зазор ;
– предельная температура корпуса для которого рассчитывается боковой зазор .
Величина бокового зазора необходимая для размещения слоя смазки
Таким образов гарантированный зазор
Выбираем вид сопряжения В для которого [11 c. 22 таблица 13].
Наибольший возможный боковой зазор
где – допуск на смещение исходного контура для первого колеса и вида сопряжения В [11 c. 24 таблица 15];
– допуск на смещение исходного контура для второго колеса и вида сопряжения В [11 c. 24 таблица 15];
– предельное отклонение межосевого расстояния для вида сопряжения В и класса отклонений межосевого расстояния V [11 c. 22 таблица 13].
Наименьший свободный угловой поворот зубчатого колеса (α = 20°)
Наибольший свободный угловой поворот зубчатого колеса (α = 20°)
вид сопряжения зубчатых колес В;
вид допуска на боковой зазор b;
Условное обозначение передачи: 8–7–8–Bb ГОСТ 1643-81.
Расшифровка: Цилиндрическая передача со степенью точности 8 по нормам кинематической точности со степень 7 по нормам плавности со степень 8 по нормам контакта зубьев с видом сопряжения B видом допуска на боковой зазор b и соответствием между видом сопряжения и классом отклонения межосевого расстояния.
Длина общей нормали [1 с. 360 таблица 5.30]
где – длина общей нормали при m = 1 мм;
– модуль зацепления.
Предельные отклонения для Z1 = 20 [11 c. 24-25 таблицы 16-17]
Допуск на среднюю длину общей нормали [11 c. 26 таблица 18].
Нижнее отклонение длины общей нормали
Предельные отклонения для Z2 = 40 [11 c. 24-25 таблицы 16-17]
ВЫБОР ПОСАДОК ОТВЕТСТВЕННЫХ СОЕДИНЕНИЙ
Выбираем посадку подшипника:
внутреннего кольца на вал ;
наружного кольца в корпусе .
Посадка зубчатого колеса на вал .
Шпоночное соединение:
шпонка – паз втулки .
Крышка подшипника в корпус
Эскиз вала приведен на рисунке 9.1.
Рисунок 9.1 – Эскиз вала
Эскиз зубчатого колеса приведен на рисунке 9.2.
Рисунок 9.2 – Эскиз зубчатого колеса
Эскиз крышки подшипника приведен на рисунке 9.3.
Рисунок 9.3 – Эскиз крышки подшипника
Вал. Допуск цилиндричности:
на размер – t = 0017 мм.
на размер – t = 0016 мм.
где Ттабл – табличное значение соосности посадочной поверхности вала и корпуса в диаметральном выражении Ттабл = 4.
При 8 степени точности передачи для зубчатого колеса с делительным диаметром 240 мм. Степень точности допуска соосности – 7 [12 c. 340 таблица 22.7]. Допуск перпендикулярности [12 c. 340 таблица 22.6].
Допуск размера паза 12Р9: t = 0043 мм.
Назначаем шероховатость на цилиндрическую поверхность [12 c. 348 таблица 22.2]: Ra = 125 мкм; на поверхность : Ra = 16 : Ra=25 мкм.
Допуск перпендикулярности: при степени 8 по нормам контакта; степень точности допуска 6 [12 c. 360 таблица 22.9]; допуск перпендикулярности 0008мм [12 c. 360 таблица 22.9].
Допуск цилиндрической поверхности
Допуск размера паза 12Js9 tшп = 0043 мм
В ходе выполнения работы по НТТИ были закреплены теоретические знания приобретены практические навыки по расчету и выбору посадок типовых соединений по решению размерных цепей простановки на чертежах обозначений посадок предельных отклонений размеров и требований к точности формы и расположения поверхностей.
Качество и эффективность действия выпускаемых машин и приборов находится в прямой зависимости от точности их изготовления и контроля показателей качества с помощью технических измерений.
Точность и ее контроль служит исходной предпосылкой важнейшего свойства совокупности изделий – нормирования. При конструировании применение принципа нормирования ведет к повышению качества и снижению себестоимости конструкции.
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ
Допуски и посадки: Справочник: в 2-х ч. В.Д. Мягков М.А. Палей А.Б. Романов В.А. Брагинский. – 6-е изд. перераб. и доп. – Л. : Машиностроение. Ленингр. отд-ние 1982. – Ч.1. 543 с.
Кирпиченко Ю.Е. Выбор универсальных средств измерений Ю.Е. Кирпиченко. – Гомель : ГГТУ им. П.О. Сухого 2005. – 22 с.
Калибры гладкие для размеров до 500 мм. Допуски : ГОСТ 24853-81. – Введ. 01.01.1983. – Минск : Государственный комитет по стандартизации Республики Беларусь 1991. – 12 с.
Подшипники шариковые радиальные однорядные. Основные размеры : ГОСТ 8338-75. – Введ. 01.07.1976. – Минск : Государственный комитет по стандартизации Республики Беларусь 1992. – 12 с.
Подшипники качения. Поля допусков и технические требования к посадочным поверхностям валов и корпусов. Посадки : ГОСТ 3325-85. – Введ. 01.01.1987. – Минск : Государственный комитет по стандартизации Республики Беларусь 1992. – 104 с.
Основные нормы взаимозаменяемости. Соединения шлицевые прямобочные. Размеры и допуски : ГОСТ 1139-80. – Введ. 01.01.1982. – Минск : Государственный комитет по стандартизации Республики Беларусь 2011. – 10 с.
Основные нормы взаимозаменяемости. Характеристики изделий геометрические. Система допусков на линейные размеры. Основные положения допуски отклонения и посадки : ГОСТ 25346-2013. – Введ. 01.08.2016. – Минск : Государственный комитет по стандартизации Республики Беларусь 2016. – 38 с.
Калибры для контроля шлицевых прямобочных соединений. Допуски : ГОСТ 7951-80. – Введ. 01.01.1981. – Минск : Государственный комитет по стандартизации Республики Беларусь 1993. – 38 с.
Расчет размерных цепей : метод. указания к курсовой работе и практ. занятиям по дисциплине «Нормирование точности и технические измерения» для студентов машиностр. специальностей днв. и заоч. форм обучения авт.-сост.: Ю.Е. Кирпиченко Н.В. Акулов. – Гомель : ГГТУ им. П.О. Сухого 2007. – 51 с.
Подшипники качения. Общие технические условия : ГОСТ 520-2011. – Введ. 01.07.2013. – Минск : Государственный комитет по стандартизации Республики Беларусь 2013. – 69 с.
Основные нормы взаимозаменяемости. Передачи зубчатые цилиндрические. Допуски : ГОСТ 1643-81. – Введ. 01.07.1981. – Минск : Государственный комитет по стандартизации Республики Беларусь 2011. – 44 с.
Дунаев П.Ф. Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. – М : Высш. Шк. 2000. – 447 с.

srrrsr-1.cdw

Подшипник 208 ГОСТ 8338-75
Мaнжета 1-40 х 62-1 4 ГОСТ 8752-79
Шайба 30 ГОСТ 11371-78
Гайка М30 ГОСТ 5915-70

rsssryer.cdw

rrrrers-sryerrr.cdw

rrrrsr-rsrsrsrr.cdw

Номинальный исходный контур
Коэффициент смещения
Степень точности по ГОСТ 1643-81
Неуказанные фаски 1х45
Общие допуски по ГОСТ 30893.2-2002
Сталь 40Х ГОСТ 4543-2016