МIНIСТЕРСТВО
ОСВIТИ ТА
НАУКИ
УКРАΪНИ

ДОНЕЦЬКИЙ
НАЦIОНАЛЬНИЙ
ТЕХНIЧНИЙ
УНИВЕРСИТЕТ

Факультет
механічний

Кафедра
ОПМ

КУРСОВА
РОБОТА

з
дисциплини
«Взаємозмінюваність,
стандартизація
та технічні
вимірювання»

на тему:
“Розмірний
аналіз
склкдальної
одиниці.”

РК.04.29.29.00.00.000.ПЗ

Виконавець:

студент
гр. ТМ 00-б
Лахін
О. М.

Консультант

доц.                                                                                         Гуня
А. П.

Нормоконтролер

доц.
Гуня А. П.

Донецьк 2003

РЕФЕРАТ

Курсова
робота,   38 стр.,  22 рис., 2
табл.,
6 джерел,   6
додатків.

Мета
роботи: розмірний
аналіз
складальної
одиниці і
побудова та
розрахунок й
розмірного
ланцюга, назначення
технічних
вимог до
заданої
складальної
одиниці;
призначення
та
обгрунтовання
стандартних
посадок для
основних з
єднаннь, та
розрахунок
граничних
розмірів
деталей з їх
відхиленнями.
Розрахувати виконавчі
розміри
граничних
калібрів, вибрати
універсальні
вимірювальні
засоби для
контролю
виконавчих
деталей.

Обєкт
дослідження:
трьохступеневий
циліндричний
редуктор та його
вузол—проміжний
вал.

У
курсовій
роботі
приведен вибір
та
розрахунок
посадок
гладких
циліндричних  та
різьбових з
єднань, призначені
технічні
вимоги до
виробництва
зубчастих
колес,
призначені
засоби до
контролю їх
параметров.
Побудовані
схеми розташування
полей
допуску для
всіх
зєднаннь входящих
до складу
складальної
одиниці.

ПОСАДКА,
ЗАЗОР, НАТЯГ,
РОЗМІРНИЙ
ЛАНЦЮГ,
КАЛІБР, ЗУБОМІР,
МІКРОМЕТР,
СКЛАДАЛЬНА
ОДИНИЦЯ.

СОДЕРЖАНИЕ

С.

ВВЕДЕНИЕ………………………………………………………………………4

1
ТЕХНИЧЕСКОЕ
ОПИСАНИЕ
СБОРОЧНОЙ
ЕДИНИЦЫ………………....5

1.1 Сборка
сборочной
единицы………………………………………………....6

2
ИСХОДНЫЕ
ДАННЫЕ……………………………………………………….7

3
ТЕХНИЧЕСКИЕ
ТРЕБОВАНИЯ К
СБОРОЧНОЙ
ЕДИНИЦЕ…………….8

4
ОБОСНОВАНИЕ
И ВЫБОР
ПОСАДОК…………………………………….10

4.1 Посадки
гладких
цилиндрических
соединений……………………………10

4.1.2 Выбор
посадки
втулки…………………………………………………….11

4.1.3 Выбор
посадки
подшипниковых
крышек……………………………......12

4.2 Выбор
посадки
подшипников
качения…………………………………….13

4.3 Выбор
посадок
шпоночных
соединений…………………………………..15

4.4 Выбор
посадки
резьбового
соединения…………………………………...16

5
РАЗМЕРНЫЙ
АНАЛИЗ СБОРОЧНОЙ
ЕДИНИЦЫ……………………….17

6
ОБОСНОВАНИЕ
ТЕХНИЧЕСКИХ
ТРЕБОВАНИЙ К
ДЕТАЛЯМ………19

7
КОНТРОЛЬ
РАЗМЕРОВ
ДЕТАЛЕЙ………………………………………..21

7.1 Выбор
универсальных
измерительных
средств………………………….21

7.2
Расчет
размеров
калибров для
деталей гладкого
цилиндрического

соединения……………………………………………………………………...22

7.3
Расчет
размеров
калибров для
контроля деталей
шпоночного

соединения……………………………………………………………………..24

8 КОТРОЛЬ
ТОЧНОСТИ
ЗУБЧАТОГО
КОЛЕСА……………………….....27

ВЫВОДЫ……………………………………………………………………....30

ПЕРЕЧЕНЬ
ССЫЛОК…………………………………………………………31

ПРИЛОЖЕНИЕ
А………………………………………………………………32

ПРИЛОЖЕНИЕ
Б………………………………………………………………33

ПРИЛОЖЕНИЕ
В………………………………………………………………34

ПРИЛОЖЕНИЕ
Г………………………………………………………………35

ПРИЛОЖЕНИЕ
Д………………………………………………………………36

ПРИЛОЖЕНИЕ
Е………………………………………………………………37

ВВЕДЕНИЕ

В
нашей стране
последовательно
осуществляются
повышение
материального
и
культурного
уровня жизни
на основе
динамического
и
пропорционального
развития производства
и увеличения
его
эффективности,
увеличения
качества
работы во всех
отраслях
промышленности.

Одной
из основных
задач
конструктора
в процессе
проектирования
новых и
усовершенествования
старых
изделий это
подготовка
чертежной
документации
способствующей
необходимой
технологичности
и высокому
качеству
прдукции.
Решение этой
задачи
связано с
выбором
необходимой
точности
изготовления
деталей,
расчетом размерных
цепей, выбора
щероховатости
поверхности,
а также
выбором
отклонений
от геометрической
формы и
расположения
поверхностей.

1
ТЕХНИЧЕСКОЕ
ОПИСАНИЕ
СБОРОЧНОЙ
ЕДИНИЦЫ.

Заданная
сборочная
единица
называется
промежуточный
вал в сборе. В
ее состав
входит
зубчатое
колесо 1,
втулка 2, подшипники
качения 3 и
вал 4.

Зубчатое
колесо 1
предназначено
для передачи
и
преобразования
крутящего
момента
зубчатой
передачи 3-х
ступенчатого
цилиндрического
редуктора.

Подшипники
качения 3
являются
опорами вала.
Дистанционная
втулка 2 предназначена
для осевой
дистанции
деталей на
валу. Вал 4
предназначен
для передачи
крутящего
момента а
также
крепления
деталей
передаточного
механизма.

Крутящий
момент валу 4
передается
посредством
зубчатого
колеса 1 от
промежуточного
вала.
Сборочная
единица находится
в закрытом
редукторе,
что
обеспечивает
защиту от
пыли и влаги.
Смазка
зубчатого
колеса 1 и
шестерни,
выполненной
заодно с валом,
которые
находятся в
зацеплении с
шестерней и
колесом
соответственно,
расположенных
на
промежуточном
и тихоходном
валах,
осуществляется
непосредственным
окунанием в
масляную
ванну
редуктора.

Масло в
масляной
ванне
редуктора
индустриальное
марки .

Рисунок
1.1—эскиз
сборочной
единицы.

1.1
Сборка
сборочной
единицы.

Сборка
сборочной
единицы
осуществляется
в следующем
порядке:

1)
Насадка
колеса 1 на
участок вала
диаметром 125
мм
осуществляется
с помощью
ручного
молота.

2)
Посадка
дистанционной
втулки 2 до
упора в ступицу
колеса 1.

3)
Посадка
подшипников
качения 3 на
вал 4
подшипникового
метода
сборки
(нагрева подшипников
в масле).

Разборка
сборочной
единицы
осуществляется
в обратном порядке.

Подшипники
принимаем
шариковые
однорядные
радиально-упорные
46320 d=100 мм.

Для
передачи
крутящего
момента валу
4 от
зубчатого
колеса 1
применяют шпоночное
соединение
призматической
шпонкой.

Рисунок
1.2—Принципиальная
схема
сборочной
единицы.

2
ИСХОДНЫЕ
ДАННЫЕ.

1)
Степень
точности
зубчатой передачи
9-В.

2)
Модуль
зацепления -5,5
мм, числа зубьев
Z3=25, Z4=89.

3)
класс
точности
подшипников
0.

4)
Частота
вращения
вала n3 =
104,225 об/мин.

5)
Крутящий
момент Т3=6872 Н
м.

6)
реакции опор:
RА=42358 Н.

RВ=61546 Н.

7)
Тип
производства:
крупносерийный.

8)
Температурный
режим:
обычный.

9)
Межосевое
расстояние: аw=320 мм.

3
ТЕХНИЧЕСКИЕ
ТРЕБОВАНИЯ К
СБОРОЧНОЙ
ЕДИНИЦЕ.

По
значению
окружной
скорости
определяем
табличным
методом
степень точности
зубчатой
передачи [1,
стр. 856-858].

В
нашем случае
выбирается
9-я степень
точности
зубчатой
передачи.

Далее
осуществляется
расчет
гарантированного
бокового зазора,
определяющего
вид
сопряжения,
который
рассчитывается
с учетом: 1)
температурного
режима
работы
передачи; 2)
способа смазывания
и окружной
скорости
зубчатых
колес; 3)
допустимого
свободного
поворота
зубчатых колес
в пределах
бокового
зазора.

Величина
бокового
зазора, соответствующая
температурной
компенсации, определяется
по формуле:

jn1=а[αp1(t1-200)-
αp2(t2-200)]2sinα

при
α=200

jn1=а[αp1(t1-200)-
αp2(t2-200)]0,684

где
а—межосевое
расстояние
передачи, мм;

αp1, αp2—коэффициенты
линейного
расширения
для материалов
соответственно
зубчатых колес
и корпуса, 0С-1
[1, стр. 184-188].

t1, t2—предельные
температуры
для которых
рассчитывается
боковой
зазор,
соответственно
зубчатых
колес и
корпуса, 0С

Для
нашего
случая при
а=320,504 мм, αp1=11,5•10-6
С-1, αp1=10,5•10-6
С-1

t1=50◦С, t2=35◦С.

jn1=320[11,5•10-6(50-20)-
10,5•10-6(35-20)]0,684=0,0395 мм=39,5
мкм.

Величину
бокового
(мкм) зазора
необходимую
для
размещения
слоя смазки,
ориентировочно
можно определить
по формуле:

jn2=(10…30)mn

Для
нашего
случая, для
промежуточного
вала,  jn2=20mn,
получим:

jn2=
20·5,5= 110мкм.

Таким
образом
гарантированный
боковой зазор:

jn min≥ jn1+ jn2

jn
min≥39.5+110=149.5мм

По
[1, табл. 5,17]
выбираем вид
сопряжения В,
для которого
jn min=230 мкм,
т.е. больше
чем 149.5 мкм.

Следовательно
имеем
передачу 9-В.

Наибольший
возможный
боковой
зазор jn mах
определяется
по формуле:

jn
mах= jn
min+(Тн1+Тн2+2fa)2sinα,

при
α=200

jn
mах= jn
min+(Тн1+Тн2+2fa)0.684

где
Тнi—
допуск на
смещение (для
шестерни и
колеса)
определим по
[1, табл. 5,18], Тн1=300мкм,
Тн2=300мкм, для
вида
сопряжения В
и
совпадающего
с ним вида
допуска
бокового
зазора В а
также для  Fr1=100мкм,
Fr2=112мкм.
Радиальные
биения Fr1, Fr2 были
определены
по [1, табл. 5,7] для 9-й
степени
точности по
нормам
кинематической
точности, и
для
делительных
диаметров d3=140.572мм, d4=500.438мм.

fa—предельное
отклонение
межосевого
расстояния
по [1, табл. 5,16] fa==100мкм.

jn
mах=230+(300+300+2∙110)∙0,684=790,88мкм.

4
ОБОСНОВАНИЕ
И ВЫБОР
ПОСАДОК.

4.1
Посадки
гладких
цилиндрических
соединений.

4.1.1 Для
посадки
зубчатого
колеса1 на вал-шестерню
4 выбираем
переходную
посадку
Н7/к6—это
глухая
посадка. Для
нее наиболее вероятны
зазоры
близкие к нулю,
что
обеспечивает
хорошее
центрирование.
Эта посадка
применяется
для передачи
больших
усилий, для
шпоночных
соединений применяемых
для
крепления на
валах зубчатых
колес.

Произведем
расчет для
данной
посадки вероятностей
возникновения
зазоров и
натягов в
соединении.

Посадка
диаметра 125 Н7/к6
выполнена в
системе основного
отверстия.

120 Н7/к6

Предельные
отклонения
выбраны по [3,
табл.3, табл. 4].

1
Рассчитываем
посадку и
определяем  Smax, Smin, Sc, TD, Td
по формулам:

TD=ES-EI=40-0=40 мкм

Td=es-ei=28-3=25 мкм

Smax=ES-ei=40-3=37 мкм

Smin=EI-es=0-28=-28 мкм

Sc===4,5 мкм.

2
Определяем
среднеквадратичное
отклонение
зазора по
формуле:

σs  ===7,862 мкм.

3
Определяем
предел
интегрирования
равный (при Si=0)

Z=== 0.582

4
Из  [1,
табл. 1,7] по
найденному
значению Z
определим Ф(Z); Ф(0,582)=0,218.

5
Рассчитываем
вероятность
зазоров ( или
процент зазоров)
и
вероятность
натягов ( или
процент
натягов):

так
как Z>0,
то
вероятность
зазора Рs`:

Рs`
=0,5+ Ф(Z)=0,5+0,218=0,718;

Процент
зазоров:

Рs=100Рs`=100·0,718=71,8
%

Вероятность
натяга:

РN`=0.5- Ф(Z),
если Z>0

РN`=0.5-0,218=0,282

Процент
натягов:

РN= РN`·100·0,282=28,2
%

По
таблице [1, стр.
321], определим,
что данная
посадка
подходит для
данного
случая.

Рисунок
4.1—Посадка
зубчатого
колеса на
вал.

4.1.2
Выбор
посадки
втулки.

Положение
втулки на
валу определяется
сопряжением
по
цилиндрической
поверхности.

Посадка
втулки
должна иметь
минимальный
зазор и
минимальный
натяг. При больших
зазорах
втулка по
своим
показателям
превращается
в кольцо. При
большом
натяге
усложняется
сборка
деталей и
никакими эксплуатационными
достоинствами
такая
посадка не
обладает.

Выбор поля
допуска
отверстия ничем
не
обусловлен
поэтому для
отверстия принимаем
поле допуска F9. Выбор
поля допуска
вала
обусловлен
установкой
на туже шейку
что и втулка
подшипника
качения, то
есть посадки
втулки и подшипника
должны иметь
одинаковые
поля допуска
вала. Поэтому
для
обеспечения
высокой
жесткости
установки
подшипника а
также
указанных
требований
для посадки
втулки
принимаем
поле допуска
вала к6.

100   F9/к6

Рисунок
4.2—Посадка
дистанционной
втулки на
вал.

4.1.3
Выбор
посадки
подшипниковых
крышек.

Назначение
подшипниковых
крышек—осевая
фиксация
подшипников
в корпусе редуктора
а также
защита
корпуса от
попадания в
него
посторонних
частиц и
предотвращения
вытекания
смазочного
материала.
Торцевые поверхности
крышек –
свободны и не
используются
в качестве
базовых для
установки подшипников
качения.
Точное
центрирование
по отверстию
корпуса не
требуется.
Поэтому поля
допусков
центрирующих
поверхностей
крышек, крепящихся
к корпусу
редуктора на
винтах, принимают
согласно
ГОСТ 18511-73.
Принимаем
посадку подшипниковых
крышек   215 Н7/f9.

Рисунок
4.3—Посадка
подшипниковой
крышки.

4.2
Выбор
посадки
подшипников
качения.

Вид
нагружения
колец
подшипников:
внутреннее
кольцо—циркуляционно
нагруженное, наружное
кольцо имеет
местное
нагружение.

Основные
размеры и
характеристики
выбранных
подшипников:

d=100мм,
D=215мм, B=45мм,
r=4мм, r1=2мм,
Dw=36,51мм, Z=12, C=16700
Н, C0=148000Н,
nпред=3150
об/мин.

Допускаемые
отклонения
размеров:

D:
верхнее 0;
нижнее -20мкм,

d:
верхнее 0;
нижнее -15мкм;

В:
верхнее 0;
нижнее -200мкм.

Рисунок
4.4—Подшипник
качения.

Определение
интенсивности
нагрузки.

Опора
А:

Pfr=

Где Fr –
расчетная
радиальная
нагрузка на
опору;

В—ширина
подшипника;

К1—динамический
коєффициент
посадки, зависяший
от характера
нагрузки. К1=1,
так как
нагрузка с
умеренными
толчками и
вибрациями;

К2—коэффициент
учитывающий
степень
ослабления
посадочного
натяга при
полом вале
или
тонкостенном
корпусе (К2=1—так
как вал
массивный).

К3—коэффициент
неравномерности
распределения
радиальной
нагрузки
между рядами
роликов в
двухрядных
конических
роликоподшипниках.
К3=1, так как подшипник
однорядный.

Pfr==1086.102 Н;

Опора
В:

Pfr==1578,102 Н;

Поле
допуска
цапфы вала  к6 [3, стр.
112].

Посадка
местно
нагруженного
кольца в корпус
H7/l0 [3,
стр. 112].

Рисунок
4.5—Посадка
наружного
кольца
подшипника в
корпус.

Рисунок
4.6—Посадка
внутреннего
кольца подшипника
на вал.

4.3
Выбор
посадок
шпоночных
соединений.

По
ГОСТ 7227-58
выбираем
предельные
отклонения
размеров
соединений с
призматической
шпонкой.

Размеры
шпоночного
соединения:  l=125мм,
b=32мм, h=18мм,
t1=11мм, t2=7.4мм.

Шпонки
обычно
сопрягаются
по ширине с
валом по
неподвижной
посадке, а с
втулками—по
одной из
подвижных
посадок. Натяг
необходим
для того,
чтобы шпонка
не перемешалась
при
эксплуатации,
а зазор—для
компенсации
неизбежных
неточностей
пазов и их
перекоса.

Основные
допуски на
шпонки и шпоночные
пазы
регламентируются
ГОСТ 23360-78.

По
ширине: h9

По
высоте: h11

По
длине: h14.

Таким
образом
характер
соединения
зависит от
пазов. В
нашем случае
так как
производство
крупносерийное,
то
соединение
выбираем
нормальное.
Предельные
отклонения
выбираем по
таблице 3  [1, стр. 61].

Поле
допуска
ширины
шпонки на валу:
N9; на
втулке: Js9.

Поле
допуска
длины шпонки
на валу: Н15.

Рисунок
4.7—Посадка
шпоночного
соединения колеса
на вал.

4.4
Выбор
посадки
резьбового
соединения.

Для
достижения
легкого
свинчивания
лаже при
наличии
небольшого
загрязнения
или
повреждения
для
компенсации
температурных
деформаций
элементов
резьб применяем
посадку
резьбы с
небольшими
зазорами Н6/6g.

Исходным
данным
является
резьба М16,
которая
необходима
для
крепления
крышки
подшипника к
корпусу.

Выбираем
поля
допусков
среднего
класса, так
как они
применяются
в резьбах
общего
назначения.

Исходя из
рекомендаций  [1, стр. 702],
выберем поля
допусков,
обеспечивающие
гарантированные
зазоры в соединеиях,
то есть поле
допуска
резьбы винта
примем 6g
(то есть поле
допуска
среднего
диаметра 6g и поле
допуска
наружного
диаметра 6g), поле
допуска
резьбы
гнезда
примем 6Н (то
есть поле
допуска
среднего
диаметра 6Н и
поле допуска
внутреннего
диаметра 6Н).

Номинальные
значения
диаметров и
шага резьбы:

По
таблице [1, стр.
643, табл.4.22]
принимаем: d=16мм, P=2мм.

По таблице
[1, стр. 677, табл.4.12] d2= D2= d-2+0,701=14,701мм,

d 1=D1= d-3+0,835=16-3+0.835=13.835мм.

Предельные
диаметры
винтов:

d2max=14.701-0.038=14.663мм;

d2min
=14.701-0.238=14.463мм;

dmax=16-0.038=15.962мм;

dmin
=16-0.318=15.682мм;

d1max=13.835-0.038=13.797мм;

d1min – не
нормируется;

Предельные
диаметры
гайки:

D2 max
=14,701+0,212=14,913мм;

D2min= D2=14,701мм;

D1max = 13,835+0,375=14,21мм;

D1min
= D1=13.835мм;

D max—не
нормируется;

Dmin=
D=16мм.

Рисунок
4.8—Профиль
метрической
резьбы.

5
РАЗМЕРНЫЙ
АНАЛИЗ
СБОРОЧНОЙ
ЕДИНИЦЫ.

Размерная
цепь
сборочной
единицы
представлена
на рисунке 5.1.

Рисунок
5.1—Размерная
цепь А
сборочной
единицы.

В
размерной
цепи А
величина
зазора А0
зависит от
относительного
положения
наружного
кольца
первого
подшипника и
упорного
торца крышки
(осевой зазор
условно
отнесен к
этому
подшипнику).
В свою
очередь
положение
торца крышки
относительно
корпуса
редуктора
определяется
расстоянием
между торцовыми
поверхностями
крышки и
толщиной
прокладки.
Первым
звеном А1,
является
размер между
торцовыми
поверхностями
крышки. А2—толщина
прокладки
между
стенкой
корпуса и
торцем
крышки.
Третьим
звеном цепи А3
является
расстояние
между
стенками
корпуса.
Толщина
прокладки А4—определяет
положение
второй
крышки относительно
корпуса.
Расстояние А5—между
торцовыми
поверхностями
второй крышки
определяет
положение
торца, в
который
упирается
наружное
кольцо
правого подшипника.
Переходя
последовательно
от одной
поверхности
к другой,
получим А6—ширина
подшипника, А7—расстояние
между
буртиками
вала-шестерни,
А8—длина
ступицы
зубчатого
колеса, А9—длина
втулки, А10—монтажная
высота
левого
подшипника.

Рассчитаем
размерную
цепь А, определяющую
величину
зазора между
наружным
кольцом
подшипника
качения и
крышкой. С учетом
теплового
расширения
валов при
работе и
допустимой
осевой игры
шарикоподшипников
при монтаже,
принимаем  А0=мм.

По
условию [А0max]=0,1 мм, [А0 min]=0,06 мм.

1
Принимаем
номинальный
размер зазора
А0=0. Тогда,
согласно
заданию, [ΔS0]= +0.1мм, [ΔI0]=+0.06мм , [Δc0]=+0.04мм, [T0]=0.04мм;

где Δc0-
среднее
отклонение
поля допуска
замыкающего
звена;

T0-
допуск
замыкающего
звена.

2 По
схеме
размерной
цепи
определим,
что
увеличивающие
звенья А2, А3,
А4,
остальные (А1,
А5, А6, А7, А8,
А9, А10).

3
Составим
уравнение
размерной цепи
по формуле:

А0= А2+
А3+ А4 - ( А1+ А5+
А6+ А7+ А8+ А9+
А10).

С
учетом, что А=0,
назначаем
номинальные
размеры всех
составляющих
звеньев: А10=47мм,
А9=18мм, А8=130мм,
А7=170мм, А6=47мм, А5=38мм,
А4=2мм, А3=484мм,
А2=2мм, А1=38мм.

А0=2+484+2-(38+38+47+170+130+18+47)=
[А].

4 По [1,
стр. 565, табл. 3.4]
определим
величину
среднего
допуска
составляющих
размеров
цепи (при [T0]=0.04мм
и числе
составляющих
звеньев 10) Тс=0,010мм.

5
Назначаем
допускаемые
отклонения
на все
составляющие
размеры цепи,
исходя из
экономической
точности
изготовления
по возможной
финишной
операции.
Принимаем
толщину
прокладки  S=[T0], то есть
0,04 0,0055 (Ткомплi=0,01мм). Тогда

Δcкi=0
и Δcк=0,
где Δcкi—среднее
отклонение
поля допуска
размера
толщины
одной
прокладки.
Для
упрощения принимаем  Δcкi=0.

Определим
число
прокладок в
наборе:

Z==50.

Принимаем
прокладки
разной толщины:
4 прокладок
толщиной 0,05мм,
10-толщиной 0,1мм
и 2-толщиной
0,4мм. Общее
число
прокладок 16

Погрешность
компенсации
прокладок:

Ткомпл=
Z· Ткомплi=16·0.01=0.16мм.

Таблица
5.1—Отклонения
составляющих
размеров
цепи

Обозначения
звеньев

Размеры
и
отклонения

А0

А1

А2

А3

А4

А5

А6

А7

А8

А9

А10

6
ОБОСНОВАНИЕ
ТЕХНИЧЕСКИХ
ТРЕБОВАНИЙ К
ДЕТАЛЯМ.

Поля
допусков
поверхностей
валов
принимают в
соответствии
с посадками подшипников
качения,
зубчатых
колес, втулок,
муфт.

1
Назначаем
допуск
цилиндричности
посадочных
поверхностей
вала.

Для
подшипников,
так как
кольца подшипников
приобретают
форму этих
поверхностей:

Т =0,3t

Где  t—допуск
размера
посадочной
поверхности вала.

Т =0,3 ·22=6,6
мкм=0,0066мм.

Допуск
циллиндричности
посадочных
поверхностей
вала для посадки
зубчатого
колеса:

Т =0,3t=0,3·25=7,5мкм=0,0075мм.

2
Допуск
соосности
посадочных
поверхностей
для
подшипников
качения по

[6, стр. 87,
табл. 8.1]. Для
подшипников
второй
группы на
диаметре  100мм по
6-му квалитету.
[6, табл. 13]
допуск Т=0,022 мм;
для колеса по
табл. 8.2 [6,
стр.88].Для
зубчатого
колеса 9-й
степени точности
на
125мм по 6-му
квалитету [6,
табл. 13] допуск
Т=0,035 мм.

3
Допуск
перпендикулярности
торцов
буртиков для
базирования.
Для буртиков
на переходе
подшипников
второй
группы на
диаметре
буртика  125мм по
6-му квалитету
допуск Т=0,022мм.

Для
зубчатого
колеса—для
6-го квалитета   125мм
допуск Т=0,035мм.

4
Допуск
параллельности
и симметричности
расположения
шпоночного
паза на валу.
При ширине
паза 32мм
допуск в
долях от 9-го
квалитета :

параллельности
Т=0,6·62=37,2 мкм=0,0372мм;
тогда Т =0,03мм

симметричности
Т=4·62=240мкм=0,24мм;
тогда Т =0,2мм.

Осевые
размеры вала
входят в сборочную
размерную
цепь. Осевой
зазор
регулируется
компенсатором—набором
прокладок.
Для осевых
размеров
вала
назначаем
поле допуска h11.

Свободные
поверхности
зубчатых колес
соответствуют
полю
допуска  h14.
Допуск
размеров для
диаметра колеса  500,483мм
равен 2,3мм.

Поверхность
ступицы
используется
в качестве
базы для
установки
подшипника второй
группы.
Допуск
перпендикулярности
при 7-м
квалитете Т
=0,04мм.

Назначаем
поля допуска
отверстия
втулки Н7.
Также
назначаем
допуски
перпендикулярности
торцов
втулки на диаметр  100мм.
Согласно
второй группы
подшипников
Т =0,035мм.

Выбираем
технические
требования к
крышкам
подшипников.
Обе крышки
глухие, крепятся
к корпусу
редуктора на
болтах. Высота
центрующих
поверхностей
для обеих крышек
составляет
38мм. Эти
размеры
входят в число
размеров
сборочной размерной
цепи.
Предельные
отклонения
размеров
установлены
согласно
рекомендациям     .

Поле
допуска
центрующей
поверхности
крышки по
рекомендации
в таблице 11.1[6,
стр.102]
установлено
d11.

Торцы
центрующих
поверхностей
крышек служат
базой для
подшипников.      Всвязи
с этим
назначен
допуск
параллельности
базовых
торцов. Для
подшипников
второй
группы
допуск по
диаметру
фланца Dф=280мм
по 7-му
квалитету
равный Т=0,04 мм. В
подшипниковых
крышках на
диаметре Dо=250 мм
расположены
крепежные
отверстия.
Исходя из
предположения
что они
сверлятся на
приспособлениях
на
расположение
этих
рассчитывается
допуск:

Т≈0,4(dотв-dб)=0.4(17-16)=0.4мм.

Назначаем
шероховатость
деталей.

Для
подшипника
качения
класса точности
0 параметр
шероховатости
Rа=0,8..
1,25мкм. Классы
шероховатости
посадочных
поверхностей
вала зависит
от квалитета
точности и
диаметра
вала.

Торцевая
поверхность: Rа=0,32мкм.

Шероховатость
посадочной
поверхности
шпоночного
паза по
размеру b
согласно 5-му
классу
шероховатости
Rа=3,2 мкм,
а по размеру h- Rа=6,3
мкм.

В
зубчатом
колесе
шероховатость
профилей
зубьев - Rа=3,2мкм,
нерабочих
торцовых
поверхностей-  Rа=6.3,
3.2мкм.

7
КОНТРОЛЬ
РАЗМЕРОВ
ДЕТАЛЕЙ.

7.1
Выбор
универсальных
измерительных
средств.

Для
вала
выберем
универсальные
измерительные
средства,
необходимые
для контроля
всех
размеров.

Рисунок
7.1—Контролируемые
геометрические
размеры вала.

При
выборе
универсальных
измерительных
средств
необходимо
соблюдать
условие:

Δизм≥Δlim

Где Δизм—допускаемая
погрешность
измерения
которая
зависит от
допуска на
размер и
определяется
по ГОСТ 8.051-81  [3, табл. 4,
стр.244].

Δlim—предельная
погрешность
прибора.

Основываясь
на выше
указанном условии,
выбранные
универсальные
измерительные
средства
сводим в таблицу
7.1.

Таблица
7.1—Сводная
таблица
выбранных
универсальных
измерительных
средств.

Контролируемый

размер

Допуск,

мкм

Допускаемая
погрешность
измерения Δизм

Универсальное
измерит.средство

Предельная
погрешность
прибораΔlim,мкм

L1=420

1550

320

ШЦ-ІII

100

L2=75

740

160

ШЦ-І

100

L3=170

80

18

MK

6

L4=130

1000

200

ШЦ-ІІ

50

L5=2

250

50

ШЦ-IІ

50

L6=125

1000

200

ШЦ-І

100

d1=100

22

6

МК

5

d2=125

25

7

МК

5

d3=140

1000

200

ШЦ-ІІ

50

D4=210

290

60

ШЦ-ІІІ

100

Для
размеров
вала, погрешность
измерения
которых не
превышает 50 мкм,
выберем в
качестве
измерительного
средства
штангенциркуль
ШЦ-II с
двусторонним
расположением
губок. Штангенциркуль
имеет
линейки с
основной
шкалой 1 и
шкалой
нониуса 2 (рис.
7.2),
позволяющей
по порядковому
номеру
совпадающих
штрихов
отсчитать
дробные доли
деления
основной
шкалы.
Основная
шкала имеет
цену деления
0.5 мм, нониуса-
0.05мм.

Рисунок
7.2—Пример
отсчета
размера по
нониусу
штангенциркуля.

Для
диаметров
вала,
погрешность
измерений
которых не
превышает 6
мкм, в качестве
измерительного
средства
выберем
микрометр МК-
гладкий,  для
измерения
наружных
размеров.
Микрометр
имеет винтовую
пару,
микрогайка
которого
жестко связана
с корпусом 1,
снабжонным
основной шкалой
для отсчета
целых
миллиметров,
имеется
дополнительная
шкала 2 для
отсчета
целых
оборотов микрометрического
винта.

Рисунок
7.3—Пример
отсчета
размера по
шкале микрометра.

7.2
Расчет
размеров
калибров для
деталей гладкого
цилиндрического
соединения.

Расчет
исполнительных
размеров
гладких калибров
осуществляется
для
диаметра
100мм.

Вначале
определим
размеры
рабочего
калибра-пробки
для
отверстия    100 F9.

По СТ
СЭВ 144-75 [3, табл. 1,
стр.57] находим
допуск IT9=87мкм
и подсчитываем
предельные
отклонения
для
контролируемого
отверстия: ES=+123мкм, EI=+36мкм.
Следовательно
наибольший и
наименьший
предельные
размеры
отверстия Dmax=100.123мкм, Dmin=100,036мкм.

По
таблице 1[3,
табл. 1, стр.266-269]
для IT9
и интервала
размеров 80-120мм
находим
данные для
расчета
размеров калибра
пробки: Z=15мкм,
Y=0мкм, α=0, H=6.

Схема
расположения
полей допусков
калибра
пробки
приведена на
рис. 7.4.
Исполнительные
размеры
калибра пробки
определяем
по
соответствующим
формулам.

Рисунок
7.4—Схема
расположения
полей допусков
калибра
пробки.

Наибольший
размер
проходного
нового
калибра-пробки:

ПРmax= Dmin+Z+H/2=100.036+0.015+0.006/2=100.054 мм.

Размер
калибра ПР
проставляемый
на чертеже: 100,054-0,006мм.

Исполнительные
размеры:
наибольший
100,054мм,
наименьший
100,048мм.

Наименьший
размер
изношенного
проходного
калибра-пробки:

ПРизнош=
Dmin-
Y=100,036-0=100,36мм.

Если
калибр ПР
имеет
указанный размер,
его нужно
изъять из
эксплуатации.

Наибольший
размер
непроходного
нового
калибра-пробки:

НЕmax=   Dmax-
α+Н/2=100,123-0+0,003=100,126мм.

Размер
калибра НЕ,
проставляемый
на чертеже 100,126-0,006мм.

Исполнительные
размеры:
наибольший
100,126мм,
наименьший
100,12мм.

Определим
размеры
рабочего калибра-скобы
для
отверстия  100к6.
Наибольший и
наименьший
предельные
размеры вала:
dmax=100.025мм, dmin=100.003мм.

По
таблице 1[3,
табл. 1, стр.266-269]
для IT9
и интервала
размеров 80-120мм
находим
данные для
расчета
размеров
калибра
пробки: Z1=5мкм,
α1=0мкм, Y1=4мкм,
H1=6мкм, Hp=2.5мкм .

Наименьший
размер
проходного
нового калибра
скобы:

ПРmin=
dmax-Z1-H1/2=100.025-0.005-0.003=100.017мм.

Размер
калибра
проставляемый
на чертеже: 100,017+0,006мм.

Исполнительные
размеры:
наименьший
100,017мм,
наибольший
100,023мм.

Наибольший
размер
изношенного
проходного
калибра-скобы:

ПРизнош=
dmax+ Y1=100,025+0,004=100,029мм.

Наименьший
размер
непроходного
калибра-скобы(исполнительный):

НЕmin=   dmin-H1/2=100.003-0.003=100мм.

Размер
калибра
проставляемый
на чертеже: 100+0,006мм.

Исполнительные
размеры:
наименьший
100мм,
наибольший 100,006
мм.

Размеры
контрольных
калибров:

К-ПРmax= dmax- Z1+Hp/2=100.025-0.005+0.0025/2=100.02125
мм.

Размер
калибра К-ПР
проставляемый
на чертеже: 100,02125-0,0025мм).

К-Иmax= dmax+ Y1+Нр/2=100,025+0,004+0,00125=100,0325мм.

Размер
калибра К-И,
проставляемый
на чертеже 100,0325-0,0025мм

Схема
расположения
полей
допусков
калибра-скобы
приведена на
рис. 7.5.

Рисунок
7.5—Схема
расположения
полей
допуска
калибра-скобы.

7.3
Расчет
размеров
калибров для
контроля деталей
шпоночного
соединения.

Для
контроля
деталей
соединения используются
следующие
предельные
калибры.

1)
Пластины
для контроля
ширины
шпоночного паза
(рис. 7,5).

Рисунок
7.5—Пластина
для контроля
ширины шпоночного
паза.

Определим
размеры
рабочих
калибров-
пластин для
ширины
шпоночного
паза:

b=32N9 (вал поз. 4).
Допуск
контролируемого
отверстия 42
мкм.
Предельные
отклонения: ЕS=0; ЕI=-42мкм.

Предельные
размеры: bmax=32мм,
bmin=31,958мм.

По [3, c.266] для
интервала
номинальных
размеров 30-50 мм находим
Z=11мкм,

Y=0,
α=0, Н=4мкм.

Наибольший
предельный
размер новой
пробки:

ПРmax= bmin+ Z+Н/2=31,958+0,011+0,004/2=31,971мм;

Исполнительный
размер ПР 31,971-0,004
мм.

Наименьший
размер
изношенного
калибра:

ПРизнош=
bmin- Y+
α=9,964мм;

Наибольший
размер
непроходного
калибра:

НЕmax=   bmax- α+
Н/2=32+0,004/2=31,998мм;

Исполнительный
размер:

НЕ31,998-0,004мм.

2)
Пробки с
ступенчатой
шпонкой для
проверки паза
зубчатого
колеса по
размеру d+t2. ( рис. 7.6).

Рисунок
7.6—Пробка со
ступенчатой
шпонкой.

Определяем
размеры
рабочих калибров-пробок
для контроля
паза втулки
по размеру d+t2:

d+t2= 125+7,4=132,4Н14=132,4()

допуск
контролируемого
паза 1мм.

Предельные
размеры паза:

(d+t2)
max=132,4+1=133,4мм;

(d+t2)
min=132,4мм.

По [3, c.266] находим
данные: Z=60мкм,
Y=0, α=0, Н=40мкм.

Наибольший
предельный
размер новой
пробки:

ПРmax=(d+t2) min+ Z+Н/2=132,4+0,06+0,04/2=132,48мм,

Исполнительный
размер
калибра: ПР 132,48-0,04
мм.

Наименьший
размер
изношенного
проходного
калибра:

ПРизнош=(d+t2) min- Y+
α=132,4мм;

Наибольший
размер
непроходного
калибра:

НЕmax=(d+t2) max-
α+Н/2=133,4 +0,04/2=133,42мм

Исполнительный
размер калибра:

НЕ   133,42-0,04
мм.

3)
Кольцо
имеющее
стержень
непроходного
калибра и
проходного
калибра для
глубины
паза  t1 на валу.

Определим
размеры
рабочих
калибров-колец
для проверки
глубины паза
вала по
размеру (d-t1)=125-11=114мм.

(d-t1)=114h14
=114()

Допуск
контролируемого
размера 1 мм.

Предельные
отклонения: es=0, ei=-1000мкм.

Предельные
размеры:

(d-t1) max=114
мм, (d-t1) min =113
мм.

По  [3, c.266]
находим
данные: Z1=54мкм,
Y1=0, α1=0,
Н1=35мкм, Нр=6мкм.

Наибольший проходной
размер
калибра-кольца:

ПРmax=(d-t1) min+ Z1+ Н1/2=113+0,054+0,035/2=113,0715мм.

Исполнительный
размер
калибра-кольца:
ПР 113,0715-0,035мм.

Наименьший
размер
изношенного
проходного
калибра:

ПРизнош=(d-t1) min- Y1+
α1=113мм.

Наибольший
размер
непроходного
калибра НЕ:

НЕmax=(d-t1) max-
α1+Н1/2=114+0,035/2=114,0175мм.

Исполнительный
размер
калибра-кольца:
НЕ 114,0175-0,035 мм.

8
КОНТРОЛЬ
ТОЧНОСТИ
ЗУБЧАТОГО
КОЛЕСА.

Руководствуясь
[3, табл. 4, c.299]
выбираем
конструктивный
комплекс,
предусматривающий
вид
сопряжения,
кинематическую
точность,
плавность
работы,
контакт
зубьев зубчатого
колеса (поз. 1).

Для
контроля
зубчатого
колеса выбираем:

1)
по
нормам
кинематической
точности
следующий
комплекс:

Frr – допуск
на
радиальное
биение
зубчатого
венца;

Значение
этого
параметров
находим по  [3, табл.2, c.180]
делительный
диаметр d=500,438
мм.

Модуль
m=5.5 мм.

Степень
точности 9,
тогда Frr=112
мкм.

2)
по
нормам
плавности
работы:

fptr—отклонение
шага.
Значение
этих параметров
находим по [3,
табл.4, c.187].

fptr= мкм.

3)
По
нормам
контакта
зубьев:

Относительные
размеры
суммарного
пятна контакта
выбираются
по

[3табл.8,
c.199] .

По
высоте
зубьев, не
менее 30%,

По
длине зубьев,
не менее 40%.

4)
По
нормам бокового
зазора.

Величина
наименьшего
отклонения
длины общей
нормали
выбираем по [3,
табл.12, c.207].

ЕWs=280мкм.

W=161,1-0.46-0.28

Допуск на
длину общей
нормали [3, табл.15,
c.211]

ТW=180мкм.

По
рекомендациям
[3, табл.5, c.401]
назначаем
приборы:

Для
измерения
допуска на
радиальное
биение
зубчатого
венца Frr выбираем
прибор для
поэлементного
контроля
зубчатых колес
БВ-5050 с
параметрами
контролируемых
колес
da=200-1000мм.

Рисунок
8.1—Схема
биениеметра.

Радиальное
биение зубчатого
венца
проверяют с
помощью приборов,
называемых
биениемерами
(рис. 8.1). измерительный
наконечник
может иметь
форму6 зуба
рейки,
выполненному
по исходному
контуру,
усеченного
конуса с
углом при
вершине 2α,
седлообразного
наконечника,
имеющего профиль
впадины зуба
рей  Ки
или форму
сферического
наконечника.
Наконечник
должен
касаться
поверхности
двух
соседних
зубьев по
постоянной
хорде впадины.

Проверяемое
зубчатое
колесо 1 насаживают
на оправку 2.
Наконечник 3
на измерительном
стержне 4
перемещается
под
действием
пружины в
направляющей
втулке 7 и
прикрепленной
к нему
планкой 5 воздействует
на
наконечник
индикатора 6.
Измерения
производят
путем
последовательного  ввода
наконечника 3
во все
впадины
колеса.

Разность
между
наибольшими
и наименьшими
показаниями
индикатора
при

Поочередном
перемещении
наконечника
во все
впадины
колеса
определяет
радикальное
биение венца.

2.Для
определения
величины  колебаний
длины общей
нормали  Fvwr  используют
нормалемеры  БВ-5045.

Рисунок
8.2-
Индикаторный
нормалемер.

Индикаторный
нормалемер(рис.8.)снабжен
трубкой 1.по
которой
перемещается
разрезная втулка
2.жестко
соединенная
с
переставной
измерительной
губкой 3.

Подвижная
измерительная
губка 4
перемещается
на плоских
пружинах 5
параллельно оси
трубки 1. это
перемещение
передается
индикатору
7через
угловой
рычаг в
соответствии
соотношением
плеч 2:1. При
цене деления
индикатора
0.01мм цена
деления
нормалемера
равна 0,005 мм.

Колебание
длинны общей
нормали Fvwr  находят
как разность
между наибольшей
и наименьшей
действительными
длинами
общей
нормали при
последовательном
измерении
всех групп
зубьев
проверяемого
колеса.

3. Для
определения
отклонения
шага fptr
используется
шагомер
БВ-5043(рис 8.3).

Измерительный
наконечник 2
подвешен на
плоских пружинах
1, его
перемещение
ориентируется
отсчетным
устройством 6
с ценой
деления 0,001мм. Второй
измерительный
наконечник 3
можно устанавливать
в нудном
положении
винтом 5. Опорный
наконечник 4
поддерживает
прибор при
измерении и
обеспечивает
расположение
линии
измерения на
нормали к
профилям.
Наконечники
2и 3 со стороны
измерительных
поверхностей
армированы
твердым
сплавом. Шагомер
настраивают
по блоку
концевых мер,
размер
которых
равен
номинальному
значению основного
шага.

Рисунок
8.3—Схема
шагомера.

4.
Размеры
пятна
контакта
определяем
либо по
следам
приработки
некоторого
периода работы
передачи на
контактно-обкатных
станках и
приспособлениях,
либо по
следам краски,
оставившей
отпечаток на
парном колесе.

5. Для
контроля
длины общей
нормали
выбираем
прибор
микрометр
зубомерный
М3.

Контроль
колебания
длины общей
нормали Еws можно
производить
зубомерным
микрометром
(рис. 8.4).

Рисунок
8.4—Зубомерный
микрометр.

ВЫВОДЫ

В
результате
выполнения
курсовой
работы
произведены
выбор
посадок для различных
соединений
деталей:
гладких цилиндрических
соединений,
соединений
подшипников
качения,
шпоночных
соединений. Выбраны
универсальные
измерительные
инструменты
для контроля
всех
размеров
рассматриваемого
узла а также
выбраны и
рассчитаны
исполнительных
размеров
контрольных
калибров для
контроля
соединения  100 F9/к6,
и калибры для
контроля
деталей
резьбового
соединения
(пластина для
контроля ширины
паза, пробка
для проверки
паза по
размеру d+t2,  и
кольца для
контроля
размера d-t1. Также
выбраны
приборы и
инструменты
для контроля
точности
деталей
зубчатых
передач(биениметр,
нормалемер,
шагомер и
зубомерный
мирометр для
контроля
длинны общей
нормали).

Был
произведен
расчет посадки
зубчатого
колеса на вал
теоретико-вероятностным
методом и
определены
вероятности
зазоров и
натягов в
данном соединении
(вероятность
зазора 71,8%,
вероятность
натяга 28,2%) что
является
оптимальным
решением для
данной
посадки.

Разработаны
технические
требования
на
изготовление
деталей узла:
назначена
шероховатость
поверхностей
деталей,
допуски
формы и
расположения
поверхностей
зубчатого
колеса и
вала-шестерни.

Была
построена и
рассчитана
размерная
цепь
заданной
сборочной
единицы, назначен
зазор между
крышкой
подшипника и
наружным
кольцом
составляющий
А0= и выбраны
прокладки
для
регулировки
этого зазора.

Разработаны
рабочие
чертежи деталей
(вала-шестерни
и зубчатого
колеса) а также
калибра-пробки
и
калибра-скобы.

ПЕРЕЧЕНЬ
ССЫЛОК.

1
Допуски
и посадки.
Справочник :
в 2 ч./Под ред. В.
Д. Мягкова.—6-е
издание.—Л. :
Машиностроение,
1983 Ч 1, Ч 2,-- 543с., 477с.

2
Перель
Л. Я.
Подшипники
качения. Справочник
.—М. :
Машиностроение,
1983—543с.

3
Справочник
контролера
машиностроительного
завода. Допуски,
посадки,
линейные
измерения. А.
И. Якушев, А. Н.
воронцов/ под
ред.
А.И.Якушева.—М.:
Машиностроение,
1980—528с.

4
Взаимозаменяемость,
стандартизация
и технические
измерения.  А. И.
Якушев, Л. Н. Воронцов.—М
.:
Машиностроение,
1987.—350с.

5
Зенкин
А. С., Летко И. В.:
Допуски и
посадки в машиностроении:
Справочник.—К.:
Техника, 1990—320с.

6
Дунаев
П. Ф., Леликов
О.Л.,
Варламова Л.
П. допуски и
посадки.
Обоснование
выбора. М.:
Высшая школа,
1984.—112с.