Размещено на http://www.allbest.ru/

28

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ

Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего профессионального образования

«Московский государственный индустриальный университет»

(ФГБОУ ВПО «МГИУ»)

Кафедра деталей машин

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

по дисциплине «Метрология, стандартизация и сертификация»

на тему «Выбор прямозубчатых шлицевых соединений»

Группа 5121

Студент Соловьёв Алексей Сергеевич

Вариант №14

Допускается к защите

Преподаватель Духовный Леонид Моисеевич

МОСКВА 2012 г

СОДЕРЖАНИЕ

Раздел 1. Выбор и расчет прямобочных шлицевых соединения

1.1 Введение. Общие сведения по применению шлицевых соеденений

1.1.1 Введение

1.1.2 Терминология и виды

1.1.3 Применение шлицевых соединений

1.2 Допуски и посадки прямобочных шлицевых соединений

1.2.1 Методы центрирования

1.2.2 Допуски и посадки при центрировании по наружному, внутреннему диаметрам и по ширине зубьев

1.2.3 Обозначение допусков и посадок прямобочных шлицевых соединений на чертежах

1.3 Выбор размеров, допусков и посадок прямобочных шлицевых соединений

1.3.1 Выбор размеров шлицевых соединений

1.3.2 Посадки прямобочных шлицевых соединений

1.4. Выбор допусков и посадок прямобочных шлицевых соединений

Раздел 2. Расчет размерных цепей методом одного квалитета

2.1 Размерные цепи

2.2 Расчет размерных цепей методом одного квалитета

Список используемой литературы

РАЗДЕЛ 1. ВЫБОР И РАСЧЕТ ПРЯМОБОЧНЫХ ШЛИЦЕВЫХ СОЕДИНЕНИЯ

1.1 Введение. Общие сведения по применению шлицевых соеденений

1.1.1 Введение

Известно, что для передачи крутящего момента можно создать неподвижную пару вал - отверстие, применив посадку с натягом. Такое соединение позволяет получить наилучшее сопряжение с точки зрения совпадения осей вала и отверстия. Это, казалось бы, самое простое решение требует высокой точности при изготовлении пары, специальных технологических методов сборки, ограничено расчётным уровнем сил трения в области сопряжения, да и к тому же, как правило, не может быть разобрано и вновь собрано с сохранением прежних характеристик.

Иное решение находится в применении шпоночного соединения, когда вал и отверстие собираются с гарантированным зазором, а для обеспечения взаимной связи, в предварительно подготовленные пазы вводится специальный элемент-шпонка. Такой подход всегда приводит к тому, что оси вала и втулки не совпадают, и кроме того, весь крутящий момент передаётся через одну шпонку, что создаёт повышенную концентрацию напряжений в этой области. Из изложенного становится ясно, что хотелось бы получить технологически реально получаемое соединение, хотя бы частично свободное от указанных недостатков

1.1.2 Терминология и виды

В машиностроении и приборостроении повсеместно применяется термин «центрирование», который определяет точность расположения осей изделий поверхностей относительно друг друга. При проверке, всегда ось одной из деталей либо общая ось в сборке принимается за базовую, а отклонение второй оси относительно базовой или обеих осей относительно общей базовой оценивается.

Теоретически улучшить характеристики шпоночного соединения можно введя две шпонки и более, но этого не делают, а применяют другое соединение, называемое шлицевым (рис 1).

Шлицевым называется разъёмное соединение отверстия и вала, когда на валу выполнены выступы определённой формы, а на поверхности отверстия впадины аналогичной формы и количества.

Деталь (охватываемая) на наружной поверхности, которой изготовлены выступы называется шлицевым валом.

Деталь (охватывающая), на внутренней поверхности которой изготовлены впадины называется шлицевым отверстием.

К шлицевым соединениям относятся также и те, в которых соединение производится по торцевым поверхностям, вариант одного из них, с треугольным зубом, показан на рисунке 1. Однако, следует заметить, что такие соединения применяются редко и не нормированы

а. б.

в.

Рисунок 1. Виды шлицевых соединений: а). прямобочное шлицевое соединение, б) торцевое шлицевое соединение, в) шлицевое соединение с дополнительным базированием.

Для повышения соосности соединений применяют дополнительные вспомогательные поверхности и кольцевые вставки, что показано на рисунке 1в. шлинцевый соединение центрирование квалитет

Форма профиля выступов у вала и пазов у втулки может быть различной, но наибольшее применение нашли прямобочные, эвольвентные и треугольные шлицевые соединения (рис.2).

Рисунок 2.Форма профилей шлицевых соединений: а-прямобочная, б-эвольвентная, в-треугольная

Наибольшее распространение получили шлицевые соединения с

прямобочным профилем зуба, которые надёжны и просты в изготовлении. Эти соединения применяются для подвижных и неподвижных соединений. Причем, в зависимости от передаваемого крутящего момента используются соединения легкой, средней и тяжелой серии, параметры которых приведены в таблицах 2, 3, 4 приложения, в соответствии со стандартом "Основные нормы взаимозаменяемости. Соединения шлицевые прямобочные. Размеры. Основные размеры шлицевой втулки и шлицевого вала даны на рис. 2,3.

Эвольвентные шлицевые соединения наиболее совершенны и имеют следующие достоинства:

1. более технологичны, так как валы одного модуля (одного из основных параметров, через который определяются размеры зубьев шлицевых вала и втулки) могут быть обработаны одним типоразмером обрабатывающего инструмента, которым является червячная фреза, и могут обеспечить высокую точность при использовании всех отделочных операций (шевингование, шлифование и т.д.);

2. обладают способностью передавать большие крутящие моменты благодаря плавным переходам профилей, а также, в силу того что зубья у них прочнее из-за переменной толщины и утолщения у основания. Такое решение позволяет снизить концентрацию напряжений на 10…40% по сравнению с прямобочным профилем;

3. при относительных перемещениях шлицевых вала и втулки обеспечивается самоустановка, более точное центрирование под нагрузкой что обеспечивает более надёжное продольное перемещение.

Наряду с достоинствами, эвольвентные шлицевые соединения имеют и недостатки, сдерживающие их широкое применение, среди которых особо следует отметить следующие:

1. сложность и высокая стоимость инструмента для обработки втулок - протяжек;

2. сложность в изготовлении профиля;

3. высокая стоимость и сложность калибров для контроля изделий;

1.1.3 Применение шлицевых соединений

Шлицевые соединения применяются в тех случаях, когда необходимо обеспечить относительно высокие требования к соосности с передачей достаточно большого крутящего момента. Шлицевые вал- и втулка разборные соединения и часто для них исходно предусматривается относительное осевое перемещение. Шлицевые соединения предназначены для соединения валов между cобой с помощью муфт, а также для соединения с валами различных тел вращения: зубчатых колес, маховиков, шкивов, эксцентриков и т.д., в различных областях приборостроения и машиностроения. В автомобилестроении шлицевые соединения применяются в коробках передач, в соединениях карданных валов и колесных механизмов. На титульной странице пособия показан фланец полуоси и первичный вал коробки передач автомобиля, в которых применено шлицевое соединение. Кроме автомобилестроения шлицевые соединения применяют практически во всех областях машиностроения, приборостроения, а также при создании бытовой техники.

1.2 Допуски и посадки прямобочных шлицевых соединений

1.2.1 Методы центрирования

Допуски и посадки шлицевых соединений определяются их назначением и принятой системой центрирования втулки относительно вала. Выбор способа центрирования зависит от эксплуатационных требований и технологии изготовления шлицевых деталей.

Существует три способа центрирования шлицевых соединений :

по поверхности наружного диаметра (D) , по поверхности внутреннего

диаметра (d) и по боковым поверхностям шлицев (b).

Центрирование по наружному диаметру (D) и по внутреннему диаметру (d) рекомендуется применять в случаях повышенных требований к точности соосности элементов соединения. Уровень соосности в обоих вариантах приблизительно одинаков (в чём можно убедиться проанализировав применяемые посадки, заметив, что разница диаметров (d) и (D) не значительна). При всех способах центрирования по не центрирующим поверхностям предусматриваются гарантированные зазоры (рис.4), наиболее точные элементы соединения, а это центрирующие и вспомогательные поверхности обязательно шлифуют или калибруют.

Центрирование по ( D) (рис.4), осуществляется только в том случае, когда охватывающая деталь остается незакаленной или калится на невысокую твердость (HRC не свыше 40), допускающую протягивание или калибровку шлицевого отверстия. Вал в этом случае обрабатывается фрезерованием или окончательным шлифованием по наружному диаметру D на обычных шлифовальных станках. Для этого способа центрирования при изготовлении валов применяют вариант исполнения шлицевой втулки исполнение 1А (рис.3), шлицевого вала исполнение 3Б (рис.3), в силу гарантированного зазора по d.

Центрирование по (d) осуществляют при высокой твердости термически обработанных охватывающих деталей (рис.4а), не позволяющей вести обработку этих деталей протягиванием. В этом случае отверстие шлифуют на обычном внутришлифовальном станке , а шлицевой вал на специальном шлицешлифовальном станке. Применяется центрирование по (d) также в случае, когда после термообработки могут возникнуть значительные искривления длинных валов. Способ центрирования по d значительно дороже, чем центрирование по D, в связи с тем, что получение высокоточных поверхностей d и b при изготовлении щлицевого вала проводится в исполнении 1Б (рис.3), где фрезой с «усиками» выполняются канавки для выхода шлифовального круга и создаётся посадочная поверхность «a».Шлицевая втулка изготавливается в исполнении 1А (рис.3).

Центрирование по (b) - боковым сторонам шлицев (рис.4с), используется, когда не требуется высокая точность центрирования сопрягаемых деталей при знакопеременных нагрузках, при передаче значительных моментов, когда недопустимы большие зазоры между боковыми поверхностями вала и втулки. Центрирование по b является наиболее простым и экономичным способом. При центрировании по b зазоры гарантированы по поверхностям d и D, исполнение шлицевой втулки 1А (рис.3), шлицевого вала 2Б (рис.3), где предусматривается занижение диаметра d до d1, чем обеспечивается возможность выхода шлифовального круга при обработке боковых поверхностей шлицев.

Рисунок 3. Варианты исполнения шлицевых поверхностей



Рисунок 4. Методы центрирования прямобочных шлицевых соединений: а) по диаметру d, б) по диаметру D, c) по боковым поверхностям b.

1.2.2 Допуски и посадки при центрировании по наружному, внутреннему диаметрам и по ширине зубьев

Посадки шлицевых соединений с прямобочным профилем строятся

по системе отверстия, т. к. в этом случае номенклатура дорогостоящих протяжек меньше, чем при применении системы вала. При различных способах центрирования посадки осуществляются по центрирующей поверхности и по боковым поверхностям впадин втулки и зубьев вала, т.е. по D и b, или по d и b, либо только по b. Допуски и посадки шлицевых соединений с прямобочным профилем зуба нормируют стандартами.

Рекомендуемые поля допусков и посадки для размеров d и b при центрировании по d приведены в таблице 5 приложения.

Рекомендуемые поля допусков и посадки для размеров D и b

при центрировании по D приведены в таблице 6 приложения.

Рекомендуемые поля допусков и посадки для размера b при центрировании по b приведены в таблице 7 приложения.

Поля допусков не центрирующих диаметров приведены в таблице 8.

По не центрирующим цилиндрическим поверхностям всегда предусмат-ривается значительный зазор, величина которого должна быть достаточной для обеспечения сопряжения только по посадочным поверхностям. В связи с этим для не центрирующих диаметров (таблица 8 приложения) устанавливают следующие поля допусков:

1. для D при центрировании по d или b:

a11- для вала, H12- для втулки;

2. для d при центрировании по D или b:

H11/a10, либо d не должен быть меньше диаметра d1.

Погрешности формы и расположения шлицев для прямобочных шлицевых соединений отдельно не нормируют, их допустимость проверяют комплексными калибрами, при изготовлении которых предусматривается зазор между поверхностями калибра и детали, в пределах которого суммарно укладываются: отклонения от параллельности сторон зубьев вала и втулки относительно оси центрирующей поверхности, погрешность углового шага, и др. Нормирование проводится лишь для отклонения от симметричности в соответствии с таблицей 9 приложений. Числовые значения предельных отклонений отверстий и валов для выбранных посадок и значения допусков для выбранных квалитетов принимают по таблицам 10,11,12 и 13 или по соответствующим стандартам.

1.2.3 Обозначение допусков и посадок прямобочных шлицевых соединений на чертежах

В условном обозначении шлицевых валов, отверстий и их соединений необходимо указывать поверхность центрирования, число зубьев, номинальные размеры внутреннего (d) и наружного (D) диаметров, поля допусков и посадки по диаметрам и по боковым сторонам зубьев.

Ниже даются примеры обозначения шлицевых соединений.

1. шлицевое соединение центрируемое по d

Параметры прямобочного шлицевого соединения лёгкой серии:

число зубьев Z = 8, больший диаметр D=40, малый диаметр d=36мм,

ширина зуба b =7мм, с посадками:

по d , по D , по b .

В полном виде формула шлицевого соединения будет:

Шлицевое отверстие:

Шлицевый вал:

Для не центрирующих диаметров в обозначении допускается не указывать допуски, например: для этого же соединения на сборочном чертеже может быть показано так:

2. шлицевое соединение центрируемое по D

Параметры прямобочного шлицевого соединения тяжёлой серии:

число зубьев Z = 20, малый диаметр d=92мм, больший диаметр D=102,

ширина зуба b =7мм, с посадками:

по d , по D , по b .

Полная формула для сборки примет вид:

Шлицевое отверстие:

Шлицевый вал:

.

3. шлицевое соединение центрируемое по b

Параметры прямобочного шлицевого соединения средней серии:

число зубьев Z = 6, малый диаметр d=11мм, больший диаметр D=14мм,

ширина зуба b =3мм, с посадками:

по d , по D , по b .

Для сборки:

Шлицевое отверстие:

Шлицевый вал:

.

1.3 Выбор размеров, допусков и посадок прямобочных шлицевых соединений

1.3.1 Выбор размеров шлицевых соединений

При проектировании шлицевых соединений первоначально конструктивно оценивается размер круглого вала, который в дальнейшем просчитывается на прочность, с учётом коэффициентов запаса, и уточняется в соответствии со стандартизованными размерами. Полученные шлицевые выступы и впадины во внутренних углах имеют значительную концентрацию напряжений, поэтому размер шлицевого вал даже по меньшему диаметру всегда больше расчётного круглого вала. По данным /1/ это превышение составляет 15…20%. Для собираемости соединения, а также для обеспечения подвижности необходимо предусмотреть радиусы, фаски и возмозможности выхода шлифовального круга. Спроектированное шлицевое соединение проверяют на смятие и износ (методики этих расчётов приведены в /12/, в данном пособии они не приводятся).

1.3.2 Посадки прямобочных шлицевых соединений

Посадки прямобочных шлицевых соединений выбирают по соответствующим таблицам стандартов, таблицы 5, 6, 7 приложения, в зависимости от выбранного метода центрирования и от характера работы сопряжения.

Далее, при выборе посадок можно руководствоваться следующими соображениями. Многие шлицевых соединений по сопрягаемым по-

верхностям имеют гарантированные зазоры. Чем больше длина осевого

перемещения шлицевой втулки и чем чаще имеют место перемещения, тем больше должен быть зазор между опорными поверхностями в сопряжении, необходимый для размещения смазки, компенсации температурных деформаций и погрешностей изготовления деталей. Гарантированные зазоры также устанавливают для обеспечения самоцентрирования втулки относительно вала в тяжелонагруженных и реверсивных передачах. Так, например, в автомобилях имеются неподвижные шлицевые соединения, у которых по центрирующему диаметру назначают посадки с основными отклонениями f, e, d .

При высоких требованиях к точности центрирования стремятся получить наименьшие зазоры по центрирующим диаметрам.

Если точность центрирования не имеет существенного значения, а на первый план выдвигаются требования высокой прочности (особенно при переменных нагрузках и реверсивном движении), то предусматривают, возможно меньшие зазоры между боковыми поверхностями зубьев и впадин. Примером такого соединения является карданное сочленение в автомобилях, где используется центрирование по боковым поверхностям зубьев.

Следует помнить, что вследствие неизбежных перекосов и неточности взаимного расположения шлицев посадки шлицевых соединений как бы смещаются по сравнению с обычными одноименными посадками для гладкий цилиндрических соеденений в сторону уменьшения зазора или увеличения натяга, Так, например; посадки обеспечивающие скольжение для соединения вал-отверстие, будут уже неподвижными. Учитывая влияние упомянутых погрешностей, можно, например, рекомендовать применение посадок для шлицевых соединений в соответствии с предъявляемыми к ним эксплуатационными требованиями (таблица 1).

1.4 Выбор допусков и посадок прямобочных шлицевых соединений

В соответствии с заданием рассматриваются следующие характеристики соединения:

Вариант №	Расчетный диаметр круглого вала (d крв)	Соосность	Нагрузки	Твердость шлицевой втулки	Осевая подвижность пары
14	30	Н	В	В	В

Определить размеры, допуски и предельные размеры всех элементов соединения, построить схемы расположения полей допусков, посадок и дать сборочный шлицевого соединения и рабочий чертежи составляющих элементов.

Решение.

1. Диаметр по впадинам d шлицевого вала определяется через расчётный диаметр (получен на базе прочностных расчётов и др.) круглого вала d крв как:

d= d крв + (10… 20)%=30+(15… 20)% 34,5 min …36 max

2. В силу высокой нагруженности в соответствии с таблицей 12, выбираем параметры соединения по средней серии: диаметры: d=36мм, D=45мм, ширина зубьев b=5.0, число зубьев z=10, радиусы скруглений r = 0,3 мм, фаски f = 0,4 мм с предельным отклонением +0,2 мм.

3. Учитывая низкие требования к соосности, заключаем, что возможно применение центрирования по b.

4. В исходном задании предусмотрена высокая подвижность соединения и поэтому из предложенных в таблице 16 посадок следует выбрать посадку с зазором. Из указанных нельзя выбрать посадку, которая обеспечит нужные требования. Выбираем посадку F10/d9, что обеспечит высокую подвижность и является наиболее простым и экономичным способом. Характеристики нецентрирующего диаметра D и d определим по таблице 17, в которой предусмотрена посадка по d H11/a10, по D H12/a11.

5. По полученным данным создадим формулу соединения:

b-10x36H11/a10x45H12/a11х5F10/d9

6. Выбираем посадки и вычерчиваем расположение полей (рис.5) допусков применяя таблицы 19-23. При создании чертежа применим исполнение 2Б-для вала и 1Б для втулки, где предусмотрены радиусы скруглений, фаски, посадочная поверхность «a», d1 ( ранее выписанные). Отклонения от симметричности принимаем в соответствии с таблицей 18, для IT7, IT8 определено 0,015мм.

Средний зазор посадки центрирующего диаметра b будет

Sm=((ES+EI)/2)-((es+ei)/2)= ((58+10)/2)--((60+30)/2)=11мкм

По таблицам определяем предельные отклонения.

Диаметры шлицевого отверстия: 36H11(^+0.160); 45H12(^+0.250).

Диаметры шлицевого вала: 36a10(^-0.310); 45a11(^-0.320).

Ширина впадин шлицевого отверстия: 5F10(^+0.058).

Толщина зубьев шлицевого вала: 5d9(^-0.030).

Схема расположения полей допусков приведена. Сборочный чертеж шлицевого соединения и рабочие чертежи шлицевого вала и отверстия показаны. Простановка допусков и посадок шлицевого соединения на сборочном и рабочих чертежах шлицевого вала и отверстия также показана.

Рисунок 5. Схема расположения полей допусков для соединения: b-10x36H11/a10x45H12/a11х5F10/d9



Рисунок 5. Чертежи шлицевого соединения b-10x36H11/a10x45H12/a11х5F10/d9

РАЗДЕЛ 2. РАСЧЕТ РАЗМЕРНЫХ ЦЕПЕЙ МЕТОДОМ ОДНОГО КВАЛИТЕТА

2.1 Размерные цепи

Размерной цепью называется совокупность взаимосвязанных размеров, определяющих взаимное расположение осей и поверхностей одной детали или нескольких деталей в изделии, расположенных в определённой последовательности по замкнутому контуру и непосредственно влияющих на точность одного из размеров контура. Каждая размерная цепь состоит из составляющих звеньев (размеров) цепи и замыкающего звена (размера).

Замыкающим размером (А_Д) называется размер, получающийся последним в процессе обработки детали или сборки узла, величина и точность которого зависят от величины и точности всех остальных размеров цепи, называемых составляющими (А₁ , A₂. . . A_n-1).

Линейными называются размерные цепи, звенья которых расположены параллельно друг другу.

Плоскостными называются размерные цепи, все или часть звеньев которых не параллельны друг другу, но расположены в одной или нескольких параллельных плоскостях.

Пространственными называются размерные цепи, все или часть звеньев которых не параллельны друг другу и расположены в непараллельных плоскостях.

Угловыми называются размерные цепи, все звенья которых - угловые величины. Признаками составляющих размеров угловой цепи часто бывают неперпендикулярность, не параллельность осей и поверхностей и тому подобные погрешности взаимного расположения поверхностей и осей деталей. Увеличивающими называются составляющие размеры, при увеличении которых замыкающий размер увеличивается. Уменьшающими называются составляющие размеры, при увеличении которых замыкающий размер уменьшается. Размер сборочной размерной цепи, который определяет функционирование узла или механизма, называется исходным (функциональным) размером (зазор, натяг, величина перемещения детали и т.д.). В процессе сборки этот размер, как правило, является замыкающим. Предельные отклонения размеров назначают, в основном, руководствуясь следующими правилами:

допуск назначается в тело детали

для охватывающих размеров отклонение назначается в «+»;

для охватываемых размеров отклонение назначается в «-» ;

для прочих размеров отклонения назначаются симметрично ? «±» (отклонения по абсолютной величине равны половине допуска).

При расчете размерных цепей различают прямую и обратную задачи.

Прямая задача заключается в определении допуска и предельных отклонений составляющих размеров по заданным номинальным размерам всех звеньев цепи и заданным предельным отклонениям исходного (замыкающего) звена. Обратная задача заключается в определении номинального значения, допуска и предельных отклонений замыкающего размера по заданным номинальным размерам и предельным отклонениям составляющих звеньев. Расчет размерных цепей методом, обеспечивающим полную взаимозаменяемость, исходя из общих соображений, применяется:

для машин и деталей высокой точности;

для размерных цепей с малым количеством звеньев;

для изделий, узлы которых собираются автоматически;

для ряда изделий промышленности, требующих 100-процентной надежности.

Расчет размерных цепей методом одного квалитета

Вариант	Номинальные значения размеров узла в мм.	АД=0
	А1	А2	А3	А4	А5	А6	EIД	ESД
24		50		60*	10	60*	0,3	0,8

Рисунок 7. Узел 1

Определяются значения исходного размера.

Исходный замыкающий размер дан по условию задачи, номинальное значение - А_Д = 0, с учётом отклонений EI=0,2 и ES=0,8.

Допуск замыкающего размера

TA_D=ESA_D-EIA_D=0,800-0,200=0,600мм=600мкм

Составляется уравнение размерной цепи в номиналах для линейной размерной цепи:

А_Д = A_{i ув} - A_{i ум}

Для рассматриваемого случая:

А_Д = (А₁ + А₂ + А₃) - (А₄ + А₅ + А₆)

A1=A3=(А4+А5+А6-А2)/2=(60+10+60-50)/2=80/2=40 мм.

Следовательно А1=40 мм, А3=40 мм.

По условию задачи необходимо обеспечить полную взаимозаменяемость деталей узла по рассматриваемым линейным размерам. Так как номинальные размеры отдельных звеньев различны, то применим метод одного квалитета с условием расчета на максимум и минимум.

Рисунок 8. Размерная цепь узла 1

Квалитет изготовления размеров, можно определить через коэффициент точности по формуле

Где i - единица допуска,

A_{i ср} - средний размер интервала размеров

Вычислим значения чисел i

i_i = 0.45+ 0.001A_{i ср}

где: a - коэффициент точности;

i_i - единица допуска;

A_{i ср} - средний размер интервала размеров.

i(60*)=46 мкм

i(10)=0,45 10=0,97 мкм

i(50)=0,45 50=1,66 мкм

i(40)=0,45 40=1,54 мкм

Имея, допуск замыкающего размера и получив сумму чисел i, можно определить а_ср

a_ср=(500-46-46)/(0.97+1.66+1.54+1.54)=71.454 мкм

Определяются допуски на составляющие размеры.

=Ч

T(10)= 0.97*71.454=69.31 мкм

T(40)= 1.54*71.454=110.04 мкм

T(50)= 1.66*71.454=118.61 мкм

Проверочный расчет необходимо провести по формуле,

где должно удовлетворяться уравнение:

69.31+110.04+110.04+118.61+46+46 = 500 = 500

Здесь к - число размеров с заданными допусками.

Воспользуемся уравнением:

= -

= -

Выбрав в качестве увязочного размера уменьшающий А3, получим:

=()-()-

Приняв допуски в тело детали для всех размеров, кроме увязочного, найдем его наименьшее значение:

=(А₄ + А₅ + А₆)- (А₁ + А₂)- А₃

0.8=(60.046+10.070+60.046)-29.890-49.880- А₃

А3=39.59 мм

А3=39.70 мм

EI3=A3-A3=39.59-40=-0.410 мм

ES3=EI3+TA(40)= -0.410+0.110=-0.300 мм

Рисунок 11. Эскизы сборочных единиц

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ

1. Димов Ю.В. Метрология, стандартизация и сертификация. 2-е издание. - Санкт-Петербург: «ПИТЕР», 2004.

2. Анухин В.И. Допуски и посадки. Учебное пособие. 3-е изд. - СПб: Питер, 2004 - 207 с.: ил.

3. Крайнев А.Ф. Детали машин: Словарь справочник.-М.: Машиностроение, 1992.-480с.: ил.

4. Якушев А.И., Воронцов Л.Н., Федотов Н.М. "Взаимозаменяемость стандартизация и технические измерения": учебник для втузов,-6-е изд.,-М.: Машиностроение, 1987.-352с: ил.

5. ГОСТ 21425-75 Соединения зубчатые (шлицевые) прямобочные, методы расчёта нагрузочной способности. Издательство стандартов 1978.

6. Мороз В.Г. Шлицевые соединения: учебно-методическое пособие.-М.: МГИУ, 2012.-88с.

7. Мороз В.Г. Решение размерных цепей методом полной взаимозаменяемости. Методические указания по курсу «Метрология, стандартизация и сертификация». - М.: РИЦ МГИУ, 2003. - 39 с.

Размещено на Allbest.ru

...