,
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).
. Определяем необходимую
величину наименьшего расчетного натяга ([1], ф. 1.110, с. 334)
где Еi - модули упругости материалов соответственно охватываемой и
охватывающей деталей, Е1 =0.84, Е2 = Н/м2
([1], табл. 1.106, с. 335);
сi - 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 (td
и tD) и температуры сборки (tсб), ,
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
№вар.
|
Диаметр соединения d,
мм
|
Длина соединения l,
мм
|
Марка масла индустриального
|
Радиальная нагрузка, R, H
|
Частота вращения вала Об/мин
|
Шероховатость поверхности
|
Ступицы
,
мкмВала
,
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
. 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.
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)
. 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
|
|
|
|
|
|
. 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 gн -
начальный радиальный зазор ([8], прилож. VII,
с. 196):
н.ср.
= (мкм)
Дd1нб - величина деформации ([8], ф. III-24, с. 82):
где ДэФ -
эффективный натяг, ДэФ = 0,85Днб
Днб -
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 gн -
начальный радиальный зазор ([8], прилож. VII,
с. 196):
н.ср.
= (мкм)
Дg1нб - величина деформации ([8], ф. III-24, с. 82):
где ДэФ -
эффективный натяг, ДэФ = 0,85Днб
Днб -
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);
dmax= d + es
= 26-0.007=25.993 (мм);min = d + ei =
26-0.02=25.98 (мм);d= dmax -
dmin = 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);
dmax
= d + ES = 26 + 0.021
=26.021 (мм);
dmin= d + EI
= 26 + 0 =26 (мм);d = dmax -
dmin = 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
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 Dk - номинальный
наружный диаметр калибра;
dk -номинальный внутренний
диаметр калибра;
bk - номинальная толщина зуба калибра-пробки и ширина паза
калибра-кольца;
Dmin наименьший диаметр D втулки;
Dmax - наибольший диаметр D
вала;
d - номинальный внутренний диаметр втулки и вала;
bmin - наименьшая ширина
паза;
bmax - наибольшая ширина паза;
ZD, Zb - расстояние от середины поля допуска на изготовление
калибра-пробки до соответствующего наименьшего предельного размера втулки;
Z1D, Z1b - расстояние от середины поля допуска на изготовление
калибра-кольца до соответствующего наибольшего предельного размера вала;
HD - допуск на изготовление калибра-пробки;
Hb - допуск на изготовление калибра-пробки по толщине зуба;
H1D - допуск на изготовление калибра-кольца;
H1b - допуск на изготовление калибра-кольца по ширине паза;
1. Для контроля
шлицевого отверстия: -
используется калибр-пробка.
По ГОСТ 7951 - 80
определим величины (табл. 2):
Zd
= 0.007 мм;
(мм)
(мм)
б) Приведем расположение
схемы полей допусков размера bk.
поле допуска на
изготовление калибра,
поле допуска размера b.
По ГОСТ 7951 - 80
определим величины (табл. 3):
Zb
= 0.010 мм;
Hb
= 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):
Z1b = 0.010 мм;
H1b = 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
Н, мкмСередина поля допуска С, мкм
|
|
|
|
|
|
|
|
0---820-8200-410
|
|
|
|
|
|
|
|
|
30,73--18011759951085
|
|
|
|
|
|
|
|
|
351,56h133900-390-195
|
|
|
|
|
|
|
|
|
401,56h133900-390-195
|
|
|
|
|
|
|
|
|
321,56h133900-390-195
|
|
|
|
|
|
|
|
|
40,73h131800-180-90
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
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.
. 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
поля допуска С, мкм
|
|
|
|
|
|
|
|
0---820-8200-410
|
|
|
|
|
|
|
|
|
30,73--1070--1085
|
|
|
|
|
|
|
|
|
351,56h133900-390-195
|
|
|
|
|
|
|
|
|
401,56h133900-390-195
|
|
|
|
|
|
|
|
|
321,56h133900-390-195
|
|
|
|
|
|
|
|
|
40,73h131800-180-90
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
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;
tшп=43
мкм
Т// = 0.5tшп = (мм)
Т
= 2tшп = (мм)
На размер 14P9; d=45 мм;
Т// = 0.5tшп = (мм)
Т
= 2tшп = (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// = 0.5tшп
= 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, єСРабочая температура корпуса, єС
|
|
|
|
|
1
|
113
|
226
|
2450
|
80
|
60
|
. 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.
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
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 ЕWms, состоящее из двух слагаемых, слагаемое I
и слагаемой II. Определяем слагаемое I ([6], табл. 4, с. 13)
ЕWmsI = 50 (мкм)
Определяем слагаемое II при
ЕWmsII = 9 (мкм)
Тогда имеем: ЕWms= ЕWmsI
+ЕWmsII =
59 (мкм)
Затем находим допуск на
среднюю длину общей нормали ТWm ([6], табл. 5, с. 14) и определяем наибольшее допустимое
отклонение средней длины общей нормали.
ТWm = 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.