Расчет точности размеров деталей, входящих в сборочный узел

Расчет точности размеров деталей, входящих в сборочный узел

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

Таблица 1.1. Исходные данные

                                                                                 Втулки , мкмВала

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).

. 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).

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

 (мкм)

. 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)

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

В выборе посадки мы следовали следующим условиям:

.  ([1], ф. 1.119, с. 336)

.  ([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

                                                                                 Ступицы , мкмВала

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

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

. 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

. 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

. 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.

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)

. 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

. 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):

_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):

_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.

. 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).

. 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);_min = d + ei = 26-0.02=25.98 (мм);_d= d_max - d_min = 25.993-25.98=0.013 (мм);

 (мкм);

 (мкм);

 (мм);

 (мм);

 (мм);

 (мкм);

 (мкм);

 (мм);

 (мм);

 (мм);

. 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);_d = d_max - d_min = 26.021 - 26 =0.021 (мм);

 (мкм);

 (мкм);

 (мм);

 (мм);

 (мм);

 (мкм);

 (мкм);

 (мм);

 (мм);

 (мм);

. Запишем посадку по центрирующему элементу (d):

. 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

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;

 (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

отклоненияКвалитетДопуск Т, мкмВерхнее

отклонение

В, мкмНижнее

отклонение

Составим равнение размерной цепи:

 (мм).

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

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

. 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.

. Определение истинного процента брака.

что соответствует 0,511% брака.

Полагаем что такой процент брака нас устраивает.

. Определяем предельные отклонения увязочного звена .

Определяем координату середины поля допуска звена  по формуле:

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

Данные заносим в таблицу 7.1.

мкм

мкм

. 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

отклоненияКвалитетДопуск Т, мкмВерхнее

отклонение

В, мкмНижнее

отклонение

Н, мкмСередина

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

. Определяем диаметры шестерни и колеса:

 (мм)

 (мм)

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

 (мм)

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

 (м/с)

. 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).

. 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.

Отклонение измерительного межосевого расстояния за оборот колеса          Бокового зазора               

22

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

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

. Определяем наименьшую длину общей нормали:

где n - число охватываемых при измерение зубьев,

 (мм).

. 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)

. 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.

.        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.

.        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.

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

.        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.

.        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.

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

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