1. Назначение посадок на гладкиецилиндрические соединения
Выбор различных посадок для подвижных и неподвижныхсоединений производят на основании предварительных расчетов, экспериментальныхисследований.
Расчеты подвижных посадок заключаются в установлениинеобходимого зазора или обеспечения жидкостного трения. Расчеты неподвижныхпосадок сводятся к определению прочности сопрягаемых деталей, а также копределению усилий запрессовки и распрессовки.
Переходные посадки предназначены для неподвижных, однако,разъемных соединений деталей. Неподвижность в них достигается с помощьюразличных элементов. Переходные посадки обеспечивают хорошее центрированиесоединяемых деталей и их легкую сборку. Отверстие в переходных посадках обычнопринимают на один квалитет грубее вала.
Рассмотрим одно из гладких цилиндрических соединений узла Д2– соединение зубчатого колеса с валом с номинальным размером D2 = 22 мм.Неподвижность этого соединения обеспечивается шпонкой, поэтому здесь нет необходимостиприменять посадку с натягом. В таком соединении целесообразно применить одну изпереходных посадок. В соответствии с рекомендациями (3, с. 322) выбираемпосадку, Н7/k6 которая обеспечивает хорошее центрированиеи возможность легкой сборки и разборки.
Для выбранного сопряжения определим размерные параметрыдеталей. По стандарту (6) находим верхние и нижние предельные отклоненияразмеров отверстия: ES = +21мкм, EI = 0 и вала es = +15 мкм, ei = +2 мкм.
В соответствии с рис. 1определяем предельные размеры Dmax, Dmin, dmax,dmin, допуски размеров TD и Td, зазор Smaxи натяг Nmax; допуск посадки Tn,Dmax=D + ES = 22 + 0.021 = 22.021 мм Td= es – ei = 0.015 – 0.002 =0.013 мм, Dmin= D + EI = 22 + 0 = 22 мм Smax=ES – ei = 0.021 – 0.002 = 0.019 мм, TD= ES – EI = 0.021 – 0 =0.021 мм, Nmax= es – EI = 0.015 – 0 = 0.015 мм, dmax=d + es = 22 + 0.015 = 22.015 мм, Tn= TD + Td= 0.021 + 0.013 = 0.034 мм.
2. Назначение посадок дляподшипников качения
Всоответствии с заданным режимом работы узла назначаем вначале посадки дляподшипников по размерам: 1) D7= 20 мм и D8=52 мм;2) D4 = 25 мм и D5 = 62 мм.
Посадкувращающихся колец подшипников для исключения их проворачивания по посадочнойповерхности вала или отверстия корпуса в процессе работы под нагрузкой необходимовыполнять с гарантированным натягом. Посадку одного из не вращающихся колецдвухопорного вала необходимо проводить с гарантированным зазором дляобеспечения регулировки осевого зазора или натяга, а также для компенсациитемпературных расширений валов или корпусов.
Поскольку вданной курсовой работе не ставится задача определения этих параметров, то длявыбора посадок необходимо учитывать указанный в задании режим работы подшипника,в данном случае нормальный, т.е. 0.07£ P/C£ 0.15.
Изконструкции узла следует, что внутреннее кольцо подшипника вращается вместе свалом, или оно испытывает циркуляционное нагружение, а наружное кольцоиспытывает местное нагружение, так как оно неподвижно относительно радиальнойнагрузки.
Исходя изэтих условий, т.е. режима работы и характера нагружения по (22, табл. 1 и 3 прил.5) принимаем посадку внутреннего кольца подшипника на вал 1) Æ20k6, 2) Æ25k6, а посадку наружногокольца в корпус 1)Æ52 Js7, 2)Æ 62 Js7.
Для посадки 1)Æ20 k6верхнее предельное отклонение отверстия внутреннего кольца ES= 0, а нижнее EI=-8 мкм. Предельные отклонения вала выбираем по стандарту (6), они будут равны:es= + 15 мкм и ei= + 2 мкм.
Для посадки1)Æ52 Js7 по (20 или 4 табл. 4.83) верхнее предельноеотклонение наружного кольца подшипника es=+10 мкм, а нижнее ei =-10 мкм.Согласно (6) верхнее предельное отклонение диаметра отверстия корпуса ES=0, анижнее EI= -8.
Для посадки 2)Æ25 k6верхнее предельное отклонение отверстия внутреннего кольца ES=0, а нижнее EI=-8 мкм. Предельные отклонения вала выбираем по стандарту (6), они будут равны:es= + 15 мкм и ei= + 2 мкм.
Для посадки2)Æ62 Js7 по (20 или 4 табл. 4.83) верхнее предельноеотклонение наружного кольца подшипника es=0, а нижнее ei = -8 мкм. Согласно (6)верхнее предельное отклонение диаметра отверстия корпуса ES= + 10, а нижнееEI=-10.
Определяемдля выбранных посадок предельные зазоры Smax и Smin, натягиNmax и Nmin между сопрягаемыми поверхностями (1):
Внутреннегокольца и вала
Nmax=es-EI=15+8=23мкм;
Nmin=ei-ES=2– 0=2 мкм;
Наружногокольца и корпуса
Nmax=es-EI=0+ 10= 10 мкм;
Smax=ES-ei=10 + 8 = 18 мкм.
Определяемдля выбранных посадок предельные зазоры Smax и Smin, натягиNmax и Nmin между сопрягаемыми поверхностями (2):
Внутреннегокольца и вала
Nmax=es-EI=15 + 8 =23 мкм;
Nmin=ei-ES=2 – 0= 2 мкм;
Наружногокольца и корпуса
Nmax=es-EI=0 + 10 =10 мкм;
Smax=ES-ei=10 + 8= 18 мкм.
3. Назначениекомбинированных посадок на гладкие цилиндрические соединения
В качествепримера рассмотрим соединение крышки с корпусом с номинальным размером D = 62 мм.В большинстве случаев с целью сокращения номенклатуры режущего инструментарекомендуется назначать посадки в системе отверстия. Но выбранная посадка можетпривести к неоправданному ухудшению технологичности детали. Если нарассматриваемое соединение назначить посадку в системе отверстия, то поледопуска отверстия на участке «корпус-крышка» будет H7.
Однако на этоже отверстие для участка корпус-подшипник в предыдущем разд. 2 уже назначенополе допуска Js7. Следовательно, в том случае одно и то же отверстие на разныхучастках будет иметь различные размеры, т.е. оно будет ступенчатым.
Болеецелесообразно выдержать размер отверстия одинаковым на всей его длине таким,каким он выбран для сопряжения «корпус-подшипник», т.е. Æ62 JS7. Дляобеспечения легкой сборки и разборки это сопряжение должно быть сгарантированным зазором.
По(5) подбираем поле допуска крышки так, чтобы на схеме(рис. 3б) оно было расположено ниже поля допуска отверстия, при чемквалитет крышки может быть грубее квалитета отверстия. Этим условиям отвечаетполе допуска крышки d9, а посадка в рассматриваемом сопряжении комбинированной.Æ62Js7/f9. Для этой посадки определяем значения зазоров: Smin=0 мм;Smax=0.05 мм; Sср=0.025 мм. Комбинированныминазываются посадки, в которых поля допусков сопрягаемых деталей выбраны вразных системах. Выбранную комбинированную посадку Æ72 Js7/d9 проставляем на сборочном чертеже узла.
4. Назначениепосадок на шпоночное соединение
Для соединения D2=22 ммзубчатого колеса с валом необходимо выбрать тип шпоночного соединения, а такжепосадки по спрягаемым размерам, изобразить схему расположения полей допусков ирассчитать предельные зазоры и натяги. Шпонки обычно сопрягаются по ширине свалом по неподвижной посадке, а с втулками по одной из подвижных посадок. Натягнеобходим для того, чтобы шпонка не перемещалась при эксплуатации, а зазор –для компенсации неизбежных неточностей пазов и их перекоса.
Для заданныхусловий работы и сборки принимаем призматическую шпонку, исполнение 1, сечениемb x h=8 x 7.
По (4, табл.4.65) для серийного и массового производства принимаем нормальное соединениешпонки с пазами по ширине: вала – N9, втулки – Js9. Поле допуска по ширине самойшпонки для любого соединения установлено h9.
Выбираемпредельные отклонения размера по ширине шпонки 8h9 = 8 -0.036 мм.Выбираем предельные отклонения размеров по ширине пазов: вала 8N9=8 -0.036мм и втулки 8Js9 = ± 0.018.
Рассчитываемпредельные зазоры и натяги в сопряжениях:
вал – шпонка8N9/h9
Smax=0– (-0.036) =0.036 мм;
Nmax=0– (-0.036) =0.036 мм;
втулка –шпонка 8Js9/h9
Smax=+0.018– (-0.036) =0.054 мм;
Nmax=0– (-0.018) =0.018 мм.
Размеры по высоте паза втулки и глубине паза вала (рис. 5)выбираются в соответствии с (4, табл. 4.66). эти размеры необходимо указыватьна рабочих чертежах.
Размеры повысоте паза втулки и глубины паза вала выбираются в соответствии с [4, табл.4.66] или по [11]. Эти размеры необходимо указывать на рабочих чертежахдеталей.
5. Назначениепосадок на шлицевые соединения
Шлицевые соединения имеют то же назначение, что ишпоночные, но обычно используются при передаче больших крутящих моментов иболее высоких требованиях к соосности соединяемых деталей. Среди шлицевыхсоединений прямобочные соединения наиболее распространены.
При выбореспособа центрирования, характера и точности шлицевого соединения необходимоисходить из назначения узла и условий его эксплуатации.
Рассмотримсоединение подвижного блока зубчатых колес с валом по диаметру D6 =32 мм.
В процессеработы узла зубчатое колесо не перемещается вдоль оси вала. Твердость втулки неслишком высока и допускает обработку чистовой протяжкой, а вал обрабатываетсяфрезированием и шлифованием по диаметру D.
Таким образом,в данном случае целесообразно применить способ центрирования по внешнемудиаметру.
С учетомизложенного принимаем по (4, табл. 4.73 и 4.75) следующие посадки:
по центрирующемудиаметру D H7/f7
по размеру b– D9/f8.
понецентрирующему D – H12/б11
По D6= D = 32 мм находим по (4, табл. 4.71) значения остальных параметровшлицевого соединения:
d = 26, b = 6,z = 6.
На сборочномчертеже узла выбранное шлицевое соединение можно обозначить следующим образом:
d–6 x 26H7/f6 x 32H12/б11 x 6 D9/f8.
Предельныеотклонения на размеры шлицевых поверхностей выбираются по (6).
/>
Схемарасположения полей допусков элементов шлицевого соединения
/>
Рис. 7. Предельные контурышлицевых деталей: 1 – номинальный контур соединения, 2 – предельные контурызуба вала, 3 – контуры паза
6. Расчетпредельных калибров
Для одного из сопряжений заданном узле необходиморассчитать предельные и исполнительные размеры рабочих калибров для контроляотверстия и вала. Исполнительным называется размер калибра, проставляемый наего чертеже.
В качествепримера рассмотрим расчет предельных калибров для контроля деталей сопряжения D2= Æ 22 H7/k6.
Расчет исполнительных размероврабочего калибра для контроля отверстия Æ22 H7.
Для расчета размеров калибранеобходимо вначале определить значение минимального Dmin имаксимального Dmax размеров отверстия. Находим верхнее и нижнеепредельные отклонения отверстия: ES = +0.021 мм и EI = 0. Следовательно, Dmax= 22.021 мм и Dmin = 22 мм.
По (7 табл. 2) для диаметра 30 мми квалитета IT 7 находим: z = 3 мкм, у = 3 мкм, Н = 4 мкм. Схема расположенияполей допусков калибров для контроля отверстия Æ22 H7 показана на рис. 8.
Находим предельные размерыкалибра-пробки, мкм:
ПРmax = Dmin+ z +Н/2 = 22+0.003+0.002=22.005
ПРmin = Dmin+ z – Н/2 = 22+0.003–0.002=22.001
ПРизн = Dmin –у = 22–0.003=21.997
НЕmах = Dmax+ Н/2 = 22.021+0.002=22.023
НЕmin = Dmах –Н/2 = 22.021–0.002=22.019
В качестве исполнительных размеровдля контроля отверстий принимаются наибольшие предельные размерысоответствующих сторон с допусками, направленными «в тело» калибра.
Для рассматриваемого примераисполнительные примеры рабочих калибров-пробок будут равны: ПР = 22.005-0,004,НЕ = 22.023-0,004.
Расчетисполнительных размеров рабочего калибра для контроля вала Æ22 k6.
По (6)находим предельные отклонения вала: es = +0.015 мм и ei = +0.002 мм.Следовательно, dmax=22.015 мм и dmin = 22.002 мм. Для диаметра 22 мми квалитета IT 6 находим: z1 =3 мкм, у1 = 3 мкм, Н1=4 мкм.
В соответствии (7) определяем предельные размерыкалибра-скобы, мм:
ПРmax = dmax – z1 +Н/2 =30.015 – 0.003 + 0.002 = 22.014
ПРmin = dmax – z1 – Н/2= 30.015 – 0.003 – 0.002 = 22.010
ПРизн = dmax + у1 = 30.015+ 0.003 = 22.018
НЕmах = dmin + Н/2 = 30.002 + 0.002= 22.004
НЕmin = dmin – Н/2 = 30.002 – 0.002= 22
В качестве исполнительных размеровкалибров для контроля валов принимаются наименьшие предельные размерысоответствующих сторон с допуском (равным Н1), направленным «в тело»калибра. Исполнительные размеры рабочего калибра скобы будут равны: ПР = 22.010+0,004и НЕ = 22+0,004
7.Назначение посадок на резьбовые соединения
Класс точности для резьбовых соединений рекомендуется дляответственных статически нагруженных резьбовых соединений или для обеспеченияповышенной соосности резьбы. Средний класс является основным для резьб общегоприменения.
Врассматриваемом узле рассмотрим звездочку D1 = 20 мм. К этой резьбе непредъявляются высокие требования в отношении соосности или нагруженности,потому ее можно отнести к резьбам среднего класса точности. По (4, табл. 4.28)выбираем поля допусков по среднему классу точности для наружной резьбы (болта)и внутренней резьбы (гайки) соответственно 6g и 6Н.
С учетомусловий работы рассматриваемого узла можно применить резьбу метрическую смелким шагом Р = 1 мм. Таким образом, принимаем резьбовое соединение:
М20х1–6Н/6g.
Обозначениевнутренней резьбы (гайки) – М20х1–6Н.
Обозначениенаружной резьбы (болта) – М20х1–6g.
Номинальныйдиаметр резьбы является одновременно номинальным размером наружного диаметра Dгайки и наружного диаметра d болта, т.е. D=d=20 мм. По (4, табл. 4.24)находим значения среднего диаметра гайки и болта D2=d2=19.350 мм ивнутреннего диаметра D1=d1=18.917 мм.
По (4, табл.4.29) находим предельные отклонения диаметров, для внутренней резьбы:
нижнееотклонение для D, D1, D2 EI=0
верхнееотклонение для D ES – не нормируется
верхнее отклонениедля D2 ES =+0.160 мм
верхнееотклонение для D1 ES =+0.236 мм
для наружнойрезьбы:
верхнееотклонение для d, d1, d2 es = -0.026 мм
нижнее отклонение для d ei= -0.206 мм
нижнее отклонение для d2 ei= -0.144 мм
нижнее отклонение для d1 ei– не нормируется
/>
Схемы расположенияполей допусков деталей резьбового сопряжения М8х1–6Н/6g по наружному, среднемуи внутреннему диаметрам
Определяемпредельные размеры диаметров:
Dmax– не нормируетсяDmin = D+EI =20+0=20 ммD2max=D2+ES =19.350+0.160= 19,510 ммD2min=D2+EI=19.350+0=19.350 ммD1max=D1+ES=18.917+0.236=19.153 ммD1min=D1+EI=18.917+0=18.917 ммdmax=d+es=20+(-0.026)=19.974 ммdmin=d+ei=20+(-0.206)=18.794 ммd2max=d2+es=19.350+(-0.026)=19.324 ммd2min=d2+ei=19.350+(-0.144)=19.206 ммd1max=d1+es=18.917+(-0.026)=18.891 ммd1min – не нормируется.
/>Предельныеразмеры контуров резьбовых деталей сопряжения М8х1–6Н/6g:внутренней резьбы (гайки); 2-наружной резьбы(болта)
Контролируемыепоказатели точности зубчатого венца (m=3, z=35, 8-В ГОСТ 1643–81)Нормы точности Показатели точности Обозначение допуска Значение допуска, мкм Кинематической Допуск на радиальное биение зубчатого венца
Fr 45 Допуск на накопленную погрешность шага зубчатого колеса
Fp 90 Допуск на кинематическую погрешность зубчатого колеса
Fi¢ 104 Плавности работы Допуск на местную кинематическую погрешность
fi¢ 36 Предельные отклонения шага по зубчатому колесу
±fpt ±20 Допуск на погрешность профиля
ff 14 Контакта зубьев Суммарное пятно контакта: по высоте зуба не менее - 40% по длине зуба не менее - 50% Допуск на непараллельность осей
fx 25 Допуск на перекос осей
fy 12 Допуск на направление зуба
Fb 25 Бокового зазора Наименьшее дополнительное смещение исходного контура
EHS 160 Допуск на смещение исходного контура
TH 140 Наименьшее отклонение толщины зуба по постоянной хорде
Eсs 120 Допуск на толщину зуба по постоянной хорде
Te 100
8.Нормирование точности зубчатых колес
При выборе степени точности и контролируемых показателейточности зубчатых колес необходимо учитывать назначение и условия эксплуатациипередачи.
Выбор степениточности зубчатого колеса.
Окружнаяскорость венца z = 40 равна, m = 2.5:
V=pDn/1000*60=3.14*(40+2)*2.5*315/1000*60=1.731 м/с.
Всоответствии с (4, табл. 5.12) при окружной скорости до 6 м/с можнопринять для прямозубых колес восьмую степень точности по всем нормам точности.
По условиямэксплуатации узла к зубчатому колесу особых требований не предъявляется,следовательно, можно принять вид сопряжения «В» (т.е. с нормальнымгарантированным боковым зазором). При выбранной степени точности и видесопряжения обозначение точности колеса зубчатого будет: 8-В ГОСТ 1643–81.
Выборконтролируемых показателей точности зубчатого колеса.
Для венца z =40 назначаем контролируемые показатели точности зубчатого колеса по трем нормамточности и боковому зазору.
Диаметрдополнительной окружности этого колеса d=z*m=40*2.5=100 (мм), ширина зубьев до мм,степень точности выбрана в подр. 8.1. 8-В ГОСТ 1643–81.
9. Расчетсборочной размерной цепи
посадкасоединение калибр зубчатый
В результатесборки узла должен быть обеспечен зазор БD между торцом наружногокольца подшипника и крышкой. Этот зазор необходим для компенсации температурныхдеформаций вала вдоль оси. Необходимо, исходя из заданных предельных размеровзазора зазор БD max и БD min определитьотклонения на все составляющие звенья Б1, Б2-Б7,входящие в размерную цепь узла.
Врассматриваемом узле замыкающим звеном является величина зазора БD, получающегося последнимв результате сборки узла. Увеличивающими звеньями в схеме рис. Будут Б2,Б3, а уменьшающими Б1, Б5, Б6, Б7,Б4.
Номинальный размер замыкающего звена:
БD=å Б – åБ = (90+2) – (4+19+50+19)=0
Предельныеотклонения замыкающего звена БD
Dв БD =БD max – БD =1.0–0=+1.0
Dн БD =БD min – БD =0.2–0=+0.2
Таким образом,замыкающее звено: БD =0+0.2
Допускзамыкающего звена:
ТБD = Dв БD – D н БD =1.0–0.2=0.8=800 мкм
Расчетразмерной цепи методом максимума-минимума.
Все размеры, входящие в размерную цепь, характеризуютсяодним и тем же средним коэффициентом точности:
аср=ТБD / åii,
где ii– единица допуска для каждого из размеров.
Решениезадачи размерной цепи удобнее расположить в виде таблицы. В графе 1 указаныноминальные размеры звеньев в соответствии с чертежом узла. В графе 2проставлены значения единиц допусков. На ширину колец подшипников качениядопуски в данной задаче не рассматриваются, а выбираются по соответствующемустандарту.
Среднийкоэффициент точности:
аср=ТБD – (ТБ2 +ТБ4 +ТБ6)/ åii =800 – (100+120+120)/4.46=103.1
Бi номин., мм
ii, мм IT11 по ГОСТ 25346–82, мкм
Принятые значения ТБi, мкм
Бi принятые, мм 1 2 3 4 5
Б1=4
Б2=2
Б3=90
Б4=19
Б5=50
Б6=19
0.73
-
2.17
-
1.56
-
75
60
220
130
160
130
75
60
220
130 185
130
4±0.0375
2-0.06
90-0.22
19-0.13
50/>
19-0.13 Суммарное значение 4.46 775 800 -
Полученноезначение среднего коэффициента точности примерно соответствует квалитету IT11,для которого аср= 160. В графе 3 проставляем значения допусков поIT12 для всех звеньев (5, табл. 6).
При расчетахметодом максимума-минимума сумма допусков всех составляющих звеньев должна бытьравна допуску замыкающего звена. В нашем примере сумма допусков равна 775(графа 3), а допуск замыкающего звена по условию равен 800. следовательно,допуск какого-либо одного звена может быть не стандартным и увеличенным на 25 мкм.Примем допуск на звено Б5 не по IT11, а увеличенным на 25 мкм, иэтот допуск будет равен 185 мкм.
Необходимоустановить отклонения на составляющие звенья, исходя из полученных значенийдопусков. При этом руководствуются следующим правилом: на размеры охватывающихповерхностей предельные отклонения назначают как для основных отверстий, наразмеры охватываемых поверхностей – как для основных валов, на размерыступенчастых поверхностей – симметрично. В соответстивии с этим правилом вграфе 5 запишем принятые значения всех составляющих звеньев с предельнымиотклонениями. На звено Б5 это правило не распространяется, и длянего необходимо определить отклонения, руководствуясь формулами:
Dв БD = />
Dн БD = />
Подставляя вэти выражения известные предельные отклонения замыкающие звена и составляющихзвеньев, определяем предельные отклонения звена Б5:
1=(0+Dв Б5) – (-0.0375–0.13–0.13)
Dв Б5 = 0.7025
0.2=(-0.06–0.22+Dн Б5) – (0.0375)
Dн Б5 = 0.5175
Такимобразом, размер звена Б5будет равен 50/>. Допуск этого размераравен 0.185 мм = 185 мкм, что соответствует принятому значению допуска.Следовательно, задача решена верно.
Расчетразмерной цепи вероятностным методом.
Если при расчете размерной цепи максимума-минимумапредполагалось, что в соединение могут войти детали с противоположнымипредельными размерами, то вероятностный метод расчета основан на предположении,что такое сочетание деталей с противоположными предельными размерами маловероятно.
Рассмотримрасчет размерной цепи вероятностным методом на примере того же узла, что и прирасчете методом максимума-минимума. Схема размерной цепи остается безизменений, так же, как и значение замыкающего звена БD =/>/>.
Определяемсредний коэффициент точности:
/>аф = ТБD /tÖ ålI ¢iI,
где t –коэффициент риска;
lI ¢ – коэффициент относительного рассеивания.
Предполагая,что рассеивание случайных размеров происходит по закону нормальногораспределения, принимаем t=3, lI ¢ =1/9,
/>aсp=800 – (100+120+120)/3Ö 1/9 (0.732 +2.172+1.562) =166.
Принимаем,что размеры деталей могут быть выполнены по IT12. Решение приведем в видетаблицы:
Бi номин., мм
ii, мкм IT 13 по ГОСТ 25346–82, мкм
Принятые значения ТБi, мкм
Бi, принятые, мм
DоБi, мм 1 2 3 4 5 6
Б1=4
Б2=2
Б3=90
Б4=19
Б5=50
Б6=19
0.73
-
2.17
-
1.56
-
120
100
350
210
250
210
120
100
350
210 630
210
4±0.060
2-0.10
90-0.35
19-0.210
50/>
19-0.210
-0.05
-0.175
-0.105
-0.105 545 795
При расчете размерных цепей вероятностным методом допускзамыкающего звена:
ТБD= tÖ ålI ¢ ТБi2
Подставляя вэто выражение принятые по IT13 значения допусков оставляющих звеньев ТБi,получаем ТБD= 3 Ö1/9 (1202+1002+3502+2102+2502+2102)=545
Поскольку ТБDпо условию задачи равен 800,можно так же как и в предыдущей задаче, на размер компенсатора принять нестандартно увеличенное значение допуска. Принимаем ТБ5 =630 мкм. Вэтом случае значение допуска замыкающего звена будет близким к исходномузначению ТБD=800 мкм. Принятые значения размеров составляющихзвеньев указаны в графе 5.
Для тогочтобы определить предельные отклонения звена Б5, воспользуемсявыражением для определения координаты середины поля допуска замыкающего звена:
DоБD=å(DоБi + ai ТБi/2) – å(DоБi +ai ТБi/2),
где ai — коэффициентотносительного рассеивания.
Полагая, чторассеивание размеров деталей подчиняется закону нормального распределения, акоординаты середин полей допусков звеньев совпадают с координатами центровгруппирования (следовательно ai =0), это выражение упрощается:
DоБD=åDоБi + – åDоБi.
Координатысередин полей допусков составляющих звеньев указаны в графе 6 таблицы.
Координатасередины поля допуска замыкающего звена:
DоБD=Dв БD – Dн БD /2 =1.0+0.2/2 =0.6.
Используяизвестные значения координат середин полей допусков замыкающего и составляющихзвеньев, получаем значение координаты середины поля допуска звена Б5
0.6=(-0.05+0.175)– (0–0.105+DоБ5-0.105)
DоБ5= – 0.615.
Предельныеотклонения любого из пределов равны:
DвБi = DоБi + ТБi/2
DнБi = DоБi – ТБi/2
Отсюданаходим:
DвБ5 =-0.615+0.315 = -0.3
DнБ5 = -0.615–0.315 = -0.93.
Следовательно,размер звена Б5 будет равен Б5 =50/>.
Сравнениерезультатов расчета размерной цепи методом максимума-минимума и вероятностнымметодом.
Решение размерной цепи одного и того же узла двумяразличными методами показывает, что при вероятностном методе расчета допуски насоставляющие звенья оказались примерно в 3.5 раза больше, чем допуски,рассчитанные методом максимума-минимума. Кроме того, значительно увеличился (с0.185 до 0.630 мм) допуск на компенсирующий элемент сборочной цепи.
Изготовлениедеталей по расширенным допускам (IT12) экономически обойдется дешевле, чемизготовление этих деталей по более высокому квалитету (IT11).Пара-метр Метод максимума-минимума Метод максимума-минимума Вероятностный метод Размер, мм Допуск, мкм Размер, мм Допуск, мкм
БD
0/> 800
0/> 800
Б1
Б2
Б3
Б4
Б5
Б6
4±0.0375
2-0.06
90-0.22
19-0.13
50/>
19-0.13
75
60
220
130
185
130
4±0.060
2-0.10
90-0.35
19-0.210
50/>
19-0.210
120
100
350
210
630
210
Литература
1. Якушев А.И. Взаимозаменяемость,стандартизация и технические измерения.
2. Зябрева Н.Н., Перельман Е.И.,Шегал М.Я. Пособие к решению задач по курсу «ВСТИ».
3. Допуски и посадки.Справочник (под ред. В.Д. Мягкова). ч. 1.
4. Допуски и посадки.Справочник (под ред. В.Д. Мягкова). ч. 2.
5. ГОСТ 25346–82 (СТ СЭВ 145–15)ЕСДП. Общие положения, ряды допусков и основных отклонений.
6. ГОСТ 25347–82 (СТ СЭВ 144–75).ЕСДП. Поля допусков и рекомендуемые посадки.
7. СТ СЭВ 157–75. Калибрыгладкие для размеров до 500 мм. Допуски.
8. ГОСТ 14807–69-ГОСТ14827–69.Калибры-пробки гладкие, диаметром от 1 до 360 мм. Конструкция и размеры.
9. ГОСТ 18358–73-ГОСТ18369–73.Калибры-скобы гладкие для диаметров от 1 до 360 мм. Конструкция и размеры.
10. ГОСТ 2.316–68. ЕСКД. Правила нанесения начертежах надписей, технических требований и таблиц.
11. ГОСТ 23360–78 (СТ СЭВ 189–79). ОНВ.Соединения шпоночные с призматическими шпонками. Размеры шпонок и сеченийпазов. Допуски.
12. ГОСТ 1643–81. передачи зубчатыецилиндрические. Допуски.
13. ГОСТ 6636–69 (СТ СЭВ 514–77). Нормальныелинейные размеры.
14. ГОСТ 24642–81 (СТ СЭВ 301–76). ОНВ.Допуски, формы и расположения поверхностей. Основные термины и определения.
15. ГОСТ 24643–81 (СТ СЭВ 636–77). ОНВ.Допуски, формы и расположения поверхностей. Числовые значения.
16. ГОСТ 2.308–79 (СТ СЭВ 368–76). ЕСКД.Указание на чертежах допусков формы и расположения поверхностей.
17. ГОСТ 2.309–73. ЕСКД. Обозначениешероховатости поверхностей.
18. ГОСТ 2.403–75. Правила выполнения чертежейцилиндрических зубчатых колес.
19. СТП КПИ 2.001–83. Курсовые проекты.Требования к оформлению документов.
20. ГОСТ 520–71. Подшипники шариковые ироликовые. Технические требования.
21. ГОСТ 18855–82 (СТ СЭВ 2793–80). Подшипникикачения. Расчет динамической грузоподъемности, эквивалентной динамическойнагрузки и долговечности.
22. ГОСТ 3325–85 (СТ СЭВ 773–77). Подшипникикачения. Поля допусков и технические требования к посадочным поверхностям валови корпусов. Посадки.
23. ГОСТ 1139–80 (СТ СЭВ 187–75, СТ СЭВ 188–75).ОНВ. Соединения шлицевые прямобочные. Размеры и допуски.
24. ГОСТ 16319–80. Цепи размерные. Основныеположения. Термины, обозначение определения.
25. ГОСТ 16320–80. Цепи размерные. Расчетплоских цепей.