Нормирование точности геометрических параметров

Размещено на http://www.allbest.ru/

Московский государственный университет путей сообщения (МИИТ)

Курсовая работа

по дисциплине «Взаимозаменяемость и нормирование точности»

Нормирование точности геометрических параметров

2015 г.

Введение

Курсовая работа выполняется в соответствии с заданием, выданным кафедрой «Машиноведение, проектирование, стандартизация и сертификация.

Конструкция узла, применительно к которому решается задача нормирования точности, показана на рисунке 1.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рисунок 1. Конструкция узла: 1 - вал; 2 - манжета резиновая армированная (уплотнение); 3 - крышка сквозная; 4 - закрепительная гайка; 5 - стопорная шайба; 6 - подшипник радиальный роликовый; 7 - корпус редуктора; 8 - маслоотбойное кольцо; 9 - зубчатое колесо; 10 - подшипник радиальный шариковый; 11 - крышка глухая; 12 - стопорное кольцо

Узел состоит из вала 1, на котором установлено зубчатое колесо и подшипники. Зубчатое колесо 9 посажено на шпонку, подшипники запрессованы, правый подшипник радиальный шариковый зафиксировн стопорным кольцом 12, левый, радиальный роликовый - стопорной шайбой 5 и закрепительной гайкой 4. От попадания смазки подшипники защищены маслоотбойными кольцами 8.

Весь этот узел установлен в корпусе редуктора 7 и закреплен крышками: левый подшипник - сквозной крышкой 3, правый подшипник - глухой крышкой 11. В сквозной крышке усановлена манжета резиновая армированная 2, она предохраняет от вытекания масла из редуктора.

Исходные данные:

- расстояние между опорными поверхностями корпуса под крышки подшипников А ₁ = 120 мм;

- число зубьев колеса z = 120;

- модуль m=2,0;

- диаметр вала под подшипниками d_п=55 мм;

- угол наклона зубьев колеса в=14 ⁰;

- предел текучести у _Т =340 МПа;

- момент на колесе Т=260 Н·м;

1. Расчет посадки с натягом

Расчет посадки с натягом выполняем для бесшпоночного соединения зубчатого колеса с валом (рис. 2).

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рисунок 2. Соединение с натягом: 1 - вал, 2 - зубчатое колесо

Исходными данными для расчета являются параметры соединения, показанные на рисунке 2, механические характеристики материалов вала и зубчатого колеса, передаваемая нагрузка.

1. Определяем параметры соединения.

Диаметр делительной окружности, мм

d = m · z / cos в =2,0·120/cos14°=247,35 мм, (1)

где m - модуль зацепления, z - число зубьев колеса, в - угол наклона зубьев (значения m, z и в определены заданием).

Диаметр сопряжения - диаметр вала под зубчатым колесом, мм

D = d_к = d_п + 5…7 =55+5…7 = 60…62 мм. (2)

Здесь d _п - диаметр вала под подшипник.

Полученное значение диаметра округляем до ближайшего значения из ряда нормальных линейных размеров (ГОСТ 6636): D=60 мм.

Длину ступицы принимаем в интервале значений

l _ст = (0,8 … 1,2) d _к =(0,8 … 1,2)·60 = 48…72 мм (3)

из ряда нормальных линейных размеров (ГОСТ 6636) l _ст = 60 мм.

Диаметр ступицы d ₂ найдем из условия

d ₂ = (1,5 …1,6) d _к= (1,5…1,6)·60= 90…96 мм (4)

из ряда нормальных линейных размеров d ₂ = 95 мм.

Размер фаски f принимают в зависимости от диаметра вала [3]:

при d _к =30… 70 мм f = 2,5 мм.

Вычислим длину сопряжения

l = l_ст -2·f =60-2·2,5=55 мм

и окружную силу, действующую в зацеплении (на зубья колеса)

F_tз=2Т/d= 2·260·10³ /247,35= 2102 Н. (3)

2. Определяем силы, действующие на сопряжение.

Окружная сила F_t = 2 T/ D =2·260·10³ /60=8667 Н. (5)

Осевая сила F_а = F_tз · tg в = 2102·tg14°=524 Н (6)

(равна осевой силе, действующей на зубья колеса в процессе зацепления).

Радиальная сила

F_r = F_tз · tg 20⁰ /cos в=2102· tg 20⁰ / tg14°=788,59 Н (7)

(равна радиальной силе, действующей на зубья колеса в процессе зацепления).

Нормальная сила

F_n = (F_tз² + F_r²)^1/2 =(2102² +788,59²)^1/2=2245 Н. (8)

Равнодействующая (суммарная) сдвигающая сила

F_R = v(F_а ² + F_t²)= v(524² + 8667²)=8683 Н (9)

3. Минимальное давление на поверхности сопряжения находим из условия неподвижности соединяемых деталей под действием сдвигающей силы

Н/мм² (10)

f_т =0,1 для механического способа сборки

Значение коэффициента запаса сцепления k = 1,5.

Минимальное значение давления из условия нераскрытия стыка

p_min2 = 6 F_a · d / (р · D · l ²) + 4 F_n /(р · D · l )

p_min2=6·524·247,35/(3,14·60·55²)+4·2245/(3,14·60·55)=2,23 Н/мм².

4. Коэффициенты, характеризующие податливость деталей (индекс 1 для вала, 2 - для отверстия)

 (11)

, (12)

где ₁ и ₂ - коэффициенты Пуассона (для стали = 0,3); d ₀ - диаметр отверстия полого вала (в нашем случае d ₀ = 0).

5. Наименьший расчетный натяг

(13)

Здесь p _min - большее из полученных значений p _min1 и p _min2;

Е ₁ и Е ₂ - модули упругости (для стали Е = 2 · 10 ⁵ МПа).

6. Максимально допустимое давление на сопрягаемые поверхности ограничивают из условия предупреждения пластических деформаций сопрягаемых поверхностей

МПа (14)

МПа (15)

где _Т1 и _Т2 - предел текучести материалов вала и втулки (в соответствии с заданием _Т1 = _Т2 = _Т).

С учетом несимметричной осевой силы и односторонней радиальной нагрузки расчетное значение максимального давления

p_{max р} = p_max - 6 F _a · d / (р · D · l ²) - 4 F _n /(р · D · l )

p_{max р} = 102,2-6·524·247,35/(3,14·60·55²)-4·2245/(3,14·60·55)=101,1 МПа.

где p_max - меньшее из значений p_{max 1} и p_{max 2}.

7. Максимальное значение натяга

мм (16)

Для рассматриваемой задачи существенны две поправки: на смятие неровностей и на неравномерность распределения давления по поверхности сопряжения.

8. Поправку на шероховатость для случая соединения стальных деталей можно вычислить по формуле

u _R = 5,5 · (Ra ₁ + Ra ₂). (17)

Значения средних арифметических отклонений профиля поверхностей вала Ra ₁ и отверстия Ra ₂ выбирают по таблице 3 в зависимости от допусков размеров (квалитетов).

Номер квалитета предварительно можно оценить из условия

TD = Td = 0,5 (N_max - N_min) =0,5·(0,101-0,0115)=0,045 мм (18)

по таблице 2 в интервале размеров 50-80 мм допуску 45 мкм соответствует 8 квалитет.

Для 8-го квалитета и механического способа обработки в диапазоне размеров (50-120) мм принимаем:

Ra ₁=1,25 мкм, Ra ₂=2,5 мкм. Тогда

u _R = 5,5 · (Ra ₁ + Ra ₂)=5,5·(1,25+2,5)=20,6 мкм=0,0206 мм (19)

9. Поправку на неравномерность распределения давления по длине сопряжения u_p находим по графику (рис. 3 в зависимости от отношения длины сопряжения l к диаметру D. При l /D =60/60=1 принимаем u_p = 0,95.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рисунок 3. Значения поправки u _p = p _ср / p _max. для сплошного вала (d₀=0), выступающего за края ступицы.

10. Вычисляем функциональные значения натягов

N_{min ф} = N_min + u_R = 0,0115+0,0206= 0,0321 мм (20)

N_{max ф} = N_max · u_p.= 0,101·0,95=0,09595 мм (21)

По полученным значениям функциональных натягов подбираем стандартную посадку в системе отверстия, предполагая, что допуски вала и отверстия примерно равны

TN=ND+Td

TD=Td

TDp=TN/2=(Nmax-Nmin)/2=(0,0959-0,0321)/2=0,0319 мм

По таблице значений допусков для интервала размеров 50…80 мм принимаем по 7 квалитету принимаем стандартный допуск TD=IT7=0,030 мм. Для основного отверстия EI=0, тогда

ES=EI+TD=0+0,030=+0,030 мм.

Определяем расчетные значения предельных отклонений вала

N_min=ei-ES и N_max=es-EI

Отсюда

es_p=EI+N_maxф=0+0,09595=+0,09595 мм

ei_p=ES+N_minф=0,030+0,0321=0,0574 мм

Подбираем стандартное поле допуска вала. Строим схему полей допусков отверстия и вала с расчетными границами (см. рисунок 4). Выписываем стандартные значения основных отклонений вала, находящиеся в пределах расчетных границ. Согласно [3, табл. 12] выписываем ряд основных отклонений

t - ei=0,066 мм

u - ei=0,087 мм

Вычисляем расчетные значения допусков по формуле

Td_ps=es_p-ei

Td_pt=0.09595-0.066=0.02995 мм

Td_pu=0,09595-0,087=0,00895 мм

Стандартные допуски вала для принятых основных отклонений не должны превышать значений

Td<es_p-ei

Td_t=IT6=0.019 мм

Td_u=IT4=0.0080 мм

Рисунок 4. Выбор посадки

Выбираем посадку H7/t6, поскольку шестой квалитет легче достичь.

Для выбранной посадки вычислим предельные значения фактических натягов

N_min=ei-ES =0,066-0,030=0,036 мм

N_max=es-EI=0,085-0=0,085 мм

11. Вероятностный анализ посадки, по сути, являет собой проверочный расчет трехзвенной размерной цепи, в которой натяг является замыкающим звеном, диаметр вала - увеличивающим звеном, диаметр отверстия - уменьшающим звеном. Обозначим А₁ = d, А₂ = D и А_Д= N.

Предельные отклонения размеров d и D (звеньев А₁ и А₂) для выбранной посадки известны.

EI_А2=0

ES_А2= +0,030 мм.

Ei_А1=+0,066 мм

Es_А1=+0,085 мм

Рис. 5. Схема размерной цепи

Определяем средние отклонения составляющих звеньев по формуле

(22)

мм (23)

мм (24)

и замыкающего звена (в предположении о нормальном законе распределения)

(25)

Вероятностный допуск замыкающего звена

ТА_Д = v(ТА₁ ² + ТА₂²)= v(19 ² + 30²)=35,5 мкм (26)

Вычисляем предельные отклонения замыкающего звена

ES(A_Д)=0.0605+0.5·0.0355=0,078 мм

EI(A_Д)=0.0605-0.5·0.0355=0,043 мм

Предельные значения фактических натягов посадки H7/t6

N _{min В} = +0,036 мм

N _{max В} = +0,085 мм

Вероятностные натяги

N _{min В} = Ei_АД=+0,043 мм

N _{max В} = Es_АД=+0,078 мм

Отклонение составляет

Д_Nmin=(43-36)/43·100%=16%

Д_Nmax=(85-78)/85·100%=8%

12. Для выбранной посадки H7/t6, руководствуясь справочными данными таблиц 5 и 6, намечаем средства измерений, которые можно использовать для определения действительных размеров вала и отверстия.

Для диапазона размеров 50-80 мм и квалитета 7 (отверстие) допустимая погрешность измерений составит 9 мкм или 0,009 мм, для квалитета 6 (вал) - 5 мкм

Подходящие средства измерения запишем в виде таблиц 1 и 2.

Таблица 1. Средства измерения для вала

Наименование средств измерений и условия их применения	Диапазон размеров, мм
	Св. 50 до 80
Микрометры гладкие с отсчетом 0,01 мм на стойке	5
Головки рычажно-зубчатые 2ИГ на штативе с ценой деления 0,002 мм и пределами измерения ±0,1 мм с настройкой по концевым мерам длины 3-го класса	4

Таблица 2. Средства измерения для отверстия

Наименование средств измерений и условия их применения	Диапазон размеров, мм
	50-120
Нутромеры индикаторные при замене отсчетного устройства измерительной головкой с ценой деления 0,001 мм и настройкой по концевым мерам длины 1-го класса точности (перемещение измерительного стержня 0,1 мм):	6,5
Оптиметры (при перемещении измерительного стержня ±0,06): настройка по концевым мерам длины 1-го класса точности с боковиками	2,5

13. Определение исполнительных размеров калибров.

Расчет гладких калибр-скоб Ш60t6

По ГОСТ 24853-81 находим значения допусков и отклонений для рабочей скобы:

б= б₁=0

z=2,5 мкм=0,0025 мм

z₁=4 мкм=0,004 мм

H=3 мкм=0,003 мм

H₁=5 мкм=0,005 мм

По соответствующей схеме из того же ГОСТа рассчитываем предельные размеры рабочих скоб

Проходной калибр

ПР_max=d_max-Z₁+H₁/2=60,085-0,004+0,005/2=60,0835 мм

ПР_min=d_max-Z₁-H₁/2=60,085-0,004-0,005/2=60,0785 мм

Непроходной калибр

НЕ_max=d_min +H₁/2=60,066+0,005/2=60,0685 мм

НЕ_min=d_min -H₁/2=60,066-0,005/2=60,0635 мм

Исполнительные размеры

ПР=(60,0835+60,0785)/2=60,081±0,0025

НЕ=(60,0685+60,0635)/2=60,066±0,0025

Рис. 6. Схема полей допусков для гладких рабочих калибров-скоб

Расчет гладких рабочих калибров-пробок Ш60Н7

По ГОСТ 24853-81 находим значения допусков и отклонений для рабочей пробки:

б= б₁=0

z= z₁=4 мкм=0,004 мм

H= H₁=5 мкм=0,005 мм

2. По соответствующей схеме из того же ГОСТа рассчитываем предельные размеры рабочих пробок ПР и НЕ:

Проходной калибр

ПР_max=D_min+Z+H/2=60,0+0,004+0,005/2=60,0065 мм

ПР_min=D_min+Z-H/2=60,0+0,004-0,005/2=60,0015 мм

Непроходной калибр

НЕ_max=D_max +H/2=60,030+0,005/2=60,0325 мм

НЕ_min=D_max -H/2=60,030-0,005/2=60,0275 мм

Исполнительные размеры

ПР=(60,0065+60,0015)/2=60,004±0,0025 мм

НЕ=(60,0325+60,0275)/2=60,030±0,0025



Рис. 7. Схема полей допусков для гладких рабочих калибров-пробок



Рисунок 8. Нерегулируемый калибр - скоба

Рисунок 9. Калибр - пробка

2. Расчет размерной цепи

Одно из требований, которые могут быть предъявлены к качеству сборки узла, показанного на рисунке 1, - обеспечение смещения внутреннего кольца роликового подшипника 6 относительно наружного кольца в заданных пределах.

Выход за допустимые пределы приведет к уменьшению длины контактной линии ролика и внутреннего кольца и, как следствие, к возрастанию контактных напряжений и снижению долговечности подшипника.

Относительное смещение колец принимаем за замыкающее звено и обозначаем буквой А с индексом Д, т.е. А_Д. Размеры деталей, значения которых определяют смещение, показаны на изображении узла и на схеме размерной цепи (рис. 10).

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рисунок 10. Влияющие размеры и схема размерной цепи

В исходных данных имеем следующие размеры звеньев:

А₁=120 мм

А₂=А₃=26 мм

А₆=66 мм

А_Д=0^+0,4 мм

А₅=А₄=1±0,06 мм

2.1 Расчет РЦ на основе принципа полной взаимозаменяемости

1. Расчет начинаем с проверки условия замкнутости

, (27)

где c_j = +1 для увеличивающих звеньев и c_j = -1 для уменьшающих звеньев.

А_Д=120-26-26-1-1-66=0

2. Реализуя метод единого квалитета, найдем значение коэффициента точности

, (28)

где ТА_Д - допуск замыкающего звена (определен исходными данными); ТА _j - допуски составляющих звеньев с заданными предельными отклонениями В нашей РЦ это звенья А ₄ и А ₅;

i _j - единица допуска звена, принимаемая по таблице 2 в зависимости от номинального значения звена;

m - общее число звеньев в размерной цепи (в нашем случае m=7);

р - число составляющих звеньев с заданными предельными отклонениями.

По полученному значению коэффициента точности и ближайшему табличному значению а назначаем квалитет 8.

В соответствии с принятым квалитетом назначаем стандартные допуски (таблица 2) составляющих звеньев. Для них допуски определены заданием и сохраняют свои значения в ходе всего расчета.

Проверяем выполнение условия

ТА_Д =0,054+0,033+0,033+0,12+0,12+0,046=0,406 мм

условие не выполняется, значит нужно скорректировать допуска, например звена 6

Допуск корректирующего звена:

Т_а6 =Та_Д-У T _{a i -к} =0,4-0,054-0,033-0,033-0,12-0,12=0,04 мм

Середина поля допуска корректирующего звена:

ЕС(А₆)= (+0,2-(-0,027)/(-1)=-0,227 мм.

Предельные отклонения корректирующего звена:

ЕSА₆= ЕС(_,6)+T_A6/2=-0,227+0,04/2=-0,207 мм

ЕIА₆= ЕС(А₆)+T_A6/2=-0,227-0,04/2=-0,247 мм

Проверка:

ЕSА_Д= ЕSА_ув - ЕIА_ум =(0)-(-0,0165-0,0165-0,06-0,06-0,247)=+0,4 мм

ЕIА_Д== ЕIА_ув - ЕSА_ум =(-0,054)-(0,0165+0,0165+0,06+0,06-0,207)=0 мм

Дальнейшие действия выполняем в последовательности, приведенной в учебном пособии [1]. Результат сводим в табл. 3.

Таблица 3. Расчет размерной цепи

Звено	Номинальный размер	Тип звена	Единица допуска i j	TAi	ESAj	EIA,	ECAj
A1	120	Увеличивающее	2,17	0,054	0	-0,054	-0,027
А2	26	Уменьшающее	1,31	0,033	+0,0165	-0,0165	0
Аз	26	Уменьшающее	1,31	0,033	+0,0165	-0,0165	0
А4	1	Уменьшающее		0,12	+0,06	-0,06	0
A5	1	Уменьшающее		0,12	+0,06	-0,06	0
A6	66	Уменьшающее	1,86	0,04	-0,207	-0,247	-0,227
АД	0	-	-	0,4	+0,4	0	+0,2

2.2 Расчет размерной цепи с использованием теории вероятностей

Расчет выполняем с учетом заданного риска получения брака Q=0,38% (задано в исходных данных), значение которого определено заданием на расчет. При проектном расчете, если нет других соображений, принимаем нормальный закон распределения значений для всех звеньев.

Исходной предпосылкой теоретико-вероятностных методов расчета является совпадение границ рассеяния значений звеньев с границами полей допусков. Заданный риск получения брака говорит о том, что границы рассеяния значений замыкающего звена, получаемые при сборке, не совпадают с границами поля допуска и могут выходить за их пределы с вероятностью Q. Для учета этого обстоятельства в расчетные формулы вводят коэффициент риска t, равный отношению размаха к величине допуска замыкающего звена при заданном Q.

1. Расчет начинаем с проверки условия замкнутости по формуле (1). (Несмотря на то, что этот расчет был уже выполнен ранее, для корректности изложения его надо повторить).

(29)

А_Д=120-26-26-1-1-66=0

2. Вычисляем коэффициент риска для нормального закона распределения значений замыкающего звена.

Определяем значение нормированной функции Лапласа:

Ф(z) = (1 - Q/100%)/2 =(1-0,38/100)/2=0,4981.

Из таблицы 12 найдем значение аргумента нормированной функции Лапласа z , соответствующее полученному Ф(z).

Z=2,90

Коэффициент риска будет равен

t = 3/z=3/2,90=1,03.

3. Реализуя метод равных допусков, вычисляем расчетное значение допуска

. (30)

Смысл и значения величин, входящих в формулу, такой же, как в формуле (2).

Используя таблицу 2, назначаем стандартные допуски звеньев, ближайшие к расчетному значению.

ТА₁=0,22 мм

ТА₂=ТА₃=0,13 мм

ТА₆=0,19 мм

4. Проверяем выполнение условия

Условие выполняется

Таблица 4. Расчет размерной цепи с использованием теории вероятностей

Звено	Номи-наль-ный раз-мер	Тип звена	Единица допуска i j	i2	TAi	Tai2	ESAj	EIA,	ECAj
A1	120	Увеличивающее	2,17	4,709	0,22	0,0484	0	-0,54	-0,27
А2	26	Уменьшающее	1,31	1,716	0,13	0,0169	+0,26	-0,26	0
Аз	26	Уменьшающее	1,31	1,716	0,13	0,0169	+0,26	-0,26	0
А4	1	Уменьшающее	0,55	0,303	0,12	0,0144	0	-0,06	-0,03
A5	1	Уменьшающее	0,55	0,303	0,12	0,0144	0	-0,06	-0,03
A6	66	Уменьшающее	1,86	3,460	0,19	0,0361	0	-0,46	-0,23
АД	0	-	-		0,4		+0,4	0	+0,2

3. Нормирование точности геометрических параметров вала

Рабочий чертеж вала выполняем на компьютере в масштабе 1:1 на листе формата А3 по правилам черчения.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рисунок 11. Размеры участков вала

Диаметры, мм:

- под подшипники d₄ = d ₁₀ = d _П=55 мм;

- под зубчатое колесоd ₇ = d ₈ =d _К =60 мм (см. раздел 1);

- резьбовой части d ₃ =52 мм ? d _П. Резьба метрическая М52х1,5;

- под уплотнение d ₂ =48 мм? d ₃ - 3;

- хвостовика d ₁ = d ₂ - 3…5 =45;

- буртика d _Б = d ₇ + 6…10=70 мм.

Длины участков, мм:

l ₄ = l ₁₀ = B _П = A ₂ - 8…10=26-8=18 мм (B _П - ширина подшипника, A ₂ - см. исходные данные)

l ₇ = l _СТ + 2 =60+2=62 мм (l _СТ - см. раздел 1)

l ₃ = 20 мм

l ₂ = 15 мм

l ₁ = 2,5• d ₁ =110

l _Б = 0,5• (А ₆ - l _СТ )=0,5(120-60)=30 мм (А ₆ - см. исходные данные)

l _Ш = l ₁ - 5 =105- длина шпонки;

l ₈ = А ₆ - l _Б - l ₇=120-30-62=28 мм

Размеры канавки на валу у правого подшипника: ширина 2,0 мм; глубина 2 мм. Размеры фасок на концевых участках валов 1,5 мм. Размеры поперечного сечения шпоночного паза в зависимости от диаметра приведены в книгах [1, 3, 4].

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рисунок 12. Сопрягаемые поверхности вала.

Поверхность 1 - на хвостовик вала устанавливается муфта, или звездочка цепной передачи, или шкив ременной передачи. Выбираем посадку H7/p6 - для муфты.

На хвостовике вала расположен шпоночный паз. Требования к точности геометрических параметров шпоночного соединения. Значения допусков параллельности и симметричности 0,08 и 0,020 мм соответственно.

Верхнее отклонение глубины t₁ шпоночного паза в интервале диаметров вала от 24 до 130 мм равно +0,2 мм.

Поверхность 2 сопрягается с манжетным уплотнением. Требования к её качеству установлены стандартом ГОСТ 8752.

Для резьбового соединения (поверхность 3) принимаем посадку 5H/5g6g, рекомендуемую стандартом ГОСТ 16093 - 2004 при короткой длине свинчивания резьбы (раздел 3.5 [1]). Шаг резьбы 1,5 мм при наружном диаметре до 52 мм.

Требования к поверхностям 4 и 10, сопрягаемым с подшипником, определены ГОСТ 3325 (см. раздел 3.4, книги [1], таблицы 3.9-3.12 и рис. 3.15 в). Внутренние кольца подшипников испытывают циркуляционное нагружение, режим работы легкий или нормальный, класс точности подшипников нормальный. Принимаем посадку L0/k6.

В поверхности 5 и 9 (заплечики вала) подшипник упирается через маслоотбойное кольцо. Допуска на торцовое биение 0,025 мм.

В поверхность 6 (торцовая поверхность буртика) упирается зубчатое колесо. В нашем случае отношение длины сопряжения зубчатого колеса с валом к диаметру сопряжения было принято более 0,8. Выбрана посадка с натягом. При таких характеристиках сопряжения отклонения формы и расположения заплечика не влияют на базирование зубчатого колеса и не нормируются. Требования к точности размера поверхности 7 были определены при расчете посадки с натягом.

Для поверхности 8 задаем поле допуска h11, обеспечивающее в сопряжении с зубчатым колесом посадку с зазором. Это обеспечит уменьшение длины прессования и исключит образование задира на поверхности ступицы зубчатого колеса, так как размер ступени в месте перехода от одного поля допуска к другому получается малым.

Для поверхностей 1 и 7 дополнительно следует задать допуски цилиндричности 0,012 мм.

Таблица 5. Допуски цилиндричности (ГОСТ 24643)

Интервал размеров, мм	Степень точности
	5	6	7	8	9
Св. 18 до 30 30…..50 50…..120 120…..250	4 5 6 8	6 8 10 12	10 12 16 20	16 20 25 30	25 30 40 50

Для размеров свободных поверхностей (фасок, радиусов закруглений, канавок, диаметров, длин участков вала, не входящих в размерную цепь и др.) назначаем общие допуски и указываем их на чертеже по правилам, изложенным в разделе 1.6 книги [1].

Шероховатость свободных поверхностей принимаем исходя из возможного способа обработки ([1], табл. 1.4). Для чистового обтачивания среднее арифметическое отклонение профиля поверхности соответствует интервалу Ra = 1,6 … 3,2 мкм, для шлифования (чистового и получистового) - Ra = 1,6 … 6,3 мкм. Примем Ra = 6,3 мкм. Указываем его в правом верхнем углу чертежа.

Шероховатость поверхности 1 примем из условия не более 0,1 допуска цилиндричности этой поверхности, с округлением до значения, приведенного в примечании к таблице 3.

Рис. 13. Чертеж вала

4. Нормирование точности геометрических параметров зубчатого колеса

Для нормирования показателей качества изготовления зубчатых колес и передач в стандарте ГОСТ 1643 предусмотрены 12 рядов допусков, называемых степенями точности. Минимальное значение любой нормы точности (за исключением норм бокового зазора) равно нулю. Поэтому значение допуска является одновременно наибольшим предельным значением.

Степень точности колес и передач устанавливают в зависимости от назначения передачи, уровня её эксплуатационных характеристик, требований, определяемых из условия качества работы механизма в целом. В курсовой работе степень точности определена заданием.

Точность изготовления зубчатого колеса или передачи в целом в технической документации включает также обозначение вида сопряжения (прописной буквой) и вида допуска бокового зазора (строчной буквой).

Вид сопряжения устанавливают из условия обеспечения минимального бокового зазора между зубьями, мм

j_{n min} ? (0,01..0,03) m + 2 a_w [б₁ (t₁ - 20^o) - б₂ (t₂ - 20^o)] sin 20^o, (31)

где m - модуль зацепления (см. задание);

a_w - межосевое расстояние (условно принять в интервале a_w = (0,8…1,5) d, где d - делительный диаметр зубчатого колеса - см. стр. 2);

б₁- коэффициент линейного расширения материала зубчатых колес (для стали 11,5•10^-6);

б₂ - коэффициент линейного расширения материала корпуса редуктора (для чугуна 10,5•10^-6);

t₁ и t₂ -рабочая температура зубчатых колес и корпуса редуктора (принять t₁=70^o и t₂ =45^o)

a_w = (0,8…1,5) d= (0,8…1,5) 247,35=197,88…371, принимаем 200 мм

j_{n min} ? (0,01…0,03)·2+2·200(11,2·10^-6(70-20)-10.5·10^-6(45-20))sin20=0.061…0.1

Находим ближайшее нормируемое значение минимального бокового зазора и устанавливаем вид сопряжения H. Вид допуска бокового зазора принимаем одноименным с видом сопряжения.

Рабочий чертеж зубчатого колеса выполнен в соответствии с требованиями стандарта ГОСТ 2.403. В таблице, приводимой на чертеже, указывают параметры зацепления, необходимые для изготовления, характеристики точности нарезания зубьев, подлежащие контролю и справочные данные.

Рис. 14. Чертеж зубчатого колеса

Список литературы

бесшпоночный колесо вал сцепление

1. Гвоздев В.Д. Основы взаимозаменяемости. Учебное пособие. - М.: МИИТ, 2010.

2. Гвоздев В.Д. Измерения и контроль линейных и угловых размеров. Методические указания. - М.: МИИТ, 2013.

3. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. - М: Высшая школа, 2003.

4. Миловидов Ю.И., Морзинов Б.Н. Расчет точности линейных размеров и средств измерений. - М.: МИИТ, 2000.

Размещено на Allbest.ru

...