Раздел Ш. Методические указания по этапам работы

Анализ посадок гладких цилиндрических соединений

 

 

В соответствии с полученным вариантом задания (табл. П 1.1., П 1.2) необходимо выполнить следующее:

 

 

1) Записать условное и числовое обозначение посадки в виде дроби;

 

 

2) Определить систему, в которой выполняется сопряжение, тип посадки, квалитет точности исполнения деталей;

 

 

3) По таблицам ГОСТ 25346-82 определить предельные отклонения размеров вала и отверстия, допуски на изготовление;

 

 

4) Рассчитать наибольшие, наименьшие и средние зазоры или натяги, допуски посадок с проверкой результата по допускам на размеры отверстия и вала;

 

 

5) В произвольно выбранном масштабе построить схемы полей допусков деталей и привести основные характеристики сопряжений;

 

 

6) Вычертить эскизы деталей с обозначениями допусков на изготовление.

 

 

3.1.1 Пример расчета посадки с зазором

 

1. Условное обозначение заданного гладкого цилиндрического соединения - Æ85 H9/f9.

2. Данное соединение выполняется в системе отверстия

(т.к. основное отклонение Н относится к отверстию) по 9 квалитету для обеих деталей. Исходя из данных таблиц 1.16,1.27,1.28 [1], определяем, что указанное соединение формируется по посадке с зазором, т.к. поле допуска вала f9 располагается ниже нулевой линии, а значит и ниже поля допуска отверстия.

 

3. Предельные отклонения размеров:

-отверстия Æ85 H9, ES=+87 мкм; ЕI=0

-вала Æ85 f9, es= -36 мкм; ei= -123 мкм.

 

Предельные размеры и допуски на изготовление.

-отверстия D_max= D+ES = 85+0,087 = 85,087 мм

D_min = D+EI = 85+0 = 85,0 мм

TD = D_max-D_min = 85,087-85,0 = 0,087 мм

 

-вала d_max = d+es = 85+(-0,036) = 84,964 мм

d_min = d+ei = 85+(-0,123) = 84,877 мм

Td = d_max-d_min = 84,964-84,877 = 0,087 мм.

 

4. Величины предельных зазоров.

 

S_max = D_max- d_min = 85,087-84,877 = 0,210 мм

S_min = D_min - d_max = 85,000-84,964 = 0,036 мм

Средний зазор S _m = (S_max+S_min)/2 = (0,210+0,036)/2 = 0,123мм.

Допуск посадки T_S = S_max-S_min = 0,210-0,036 = 0,174 мм

или T_S = TD + Td = 0,087+0,087 = 0,174 мм.

 

5.

По полученным данным строим схему расположения полей допусков гладкого цилиндрического соединения

 

и эскизы подетальные и сборочный (см. рис. 3.1.1.).

 

 

3.1.2. Пример расчета посадки с натягом

 

1. Условное обозначение соединения - Æ90 T7/h6.

 

2. Данное сопряжение выполняется в системе вала, т.к. основное отклонение h относится к валу, по 6 квалитету для вала и по

7 квалитету для отверстия. По данным, изложенным в материалах [1], определяем, что соединение выполняется по посадке с натягом, т.к. поле допуска отверстия T7 располагается ниже нулевой линии и ниже поля допуска вала.

3. Предельные отклонения размеров:

-отверстия Æ90 T7, ES = -78 мкм; EI = -113 мкм

-вала Æ90 h6, es = 0; ei = -22 мкм.

Предельные размеры и допуски на изготовление:

-отверстия D_max = D+ES = 90+(-0,078) = 89,922 мм

D_min = D+EI = 90+(-0,113) = 89,887 мм

TD = D_max-D_min = 89,922-89,887 = 0,035 мм

-вала d_max = d+es = 90+0 = 90,0 мм

d_min = d+ei = 90+(-0,022) = 89,978 мм

Td = d_max = d_min = 90,000-89,978 = 0,022 мм.

4. Величины предельных натягов.

N_max = d_max -D_min = 90,000-89,887 = 0,113 мм

N_min = d_min -D_max = 89,978-89,922 = 0,056 мм.

Средний натяг

N_m = (N_max+N_min)/2 = (0,113+0,056)/2 = 0,0845мм.

 

Допуск посадки

T_N = N_max-N_min = 0,113-0,056 = 0,057 мм

или T_N = TD + Td = 0,035+0,022 = 0,057 мм.

5. По полученным данным строим схему расположения полей допусков соединения Æ90 (см. рис.3.1.2) и выполняем эскизы подетальные и в сборе.

 

3.1.3. Пример расчета посадки переходной

1. Условное обозначение соединения -Æ140 H7/j_s7

2. Данное сопряжение выполняется в системе отверстия (H – основное отклонение основного отверстия) по 7 квалитету для обеих деталей. По данным, изложенным в материале [1], определяем, что соединение выполняется по переходной посадке, т.к. поле допуска вала j_s7 относится к группе полей допусков, образующих переходные посадки.

3. Предельные отклонения размеров:

-отверстия Æ140 H7, ES = +40 мкм; EI = 0

-вала Æ140 j_s7, es = +20 мкм; ei= - 20 мкм.

Предельные размеры и допуски на изготовление:

-отверстия D_max= D+ES = 140+0,040 =140,040 мм

D_min= D + EI = 140 + 0 = 140,0 мм

TD = D_max-D_min = 140,040-140,0 = 0,040 мм

-вала d_max = d+es = 140+0,020 = 140,020 мм

d_min = d+ ei = 140+(-0,020) = 139,980 мм

Td = d_max-d_min = 140,020-139,980 = 0,040 мм.

 

 

 

 

4. Величины предельных зазоров и натягов

S_max = D_max - d_min = 140,040-139,980 = 0,060 мм

N_max = d_max - D_min = 140,020-140,0 = 0,020 мм.

Средний натяг N_c= e_c - E_c,

где e_c = (es + ei)/2 = (20+(-20))/2 = 0;

E_c = (E_S+E_C)/2 = (40+0)/2 = 20 мкм.

Отсюда Nc=0-20=-20 мкм, т.е. среднее значение натяга в данной переходной посадке (Nc=-20 мкм) соответствует среднему зазору Sc=+20 мкм, т.к. (-N)=(+S).

Допуск посадки

T_N(T_S) = N_max - N_min = N_max-(-S_max) = 0,020-(-0,060) = 0,080 мм

или T_N(T_S) = TD+Td = 0,040+0,040 = 0,080 мм.

5. По полученным данным строим схему расположения полей допусков соединения

 

(см. рис.3.1.3.) и выполняем эскизы подетальные и сборочный.

 

Расчет калибров

Для контроля изготовления деталей, входящих в рассчитанные выше соединения, необходимо произвести расчет гладких калибров – пробок (для контроля отверстий) и калибров – скоб (для контроля валов), для чего необходимо:

1) Установить предельные размеры и отклонения контролируемых деталей соединения;

2) По данным стандарта ГОСТ 24853-81 найти исходные данные для расчета исполнительных калибров; [2]

 

3) Произвести расчет исполнительных размеров проходной (ПР) и непроходной (НЕ) сторон калибров, проставляемых на рабочем

чертеже. Определяются также предельные размеры изношенных проходных (ПР) сторон калибров;

 

4) Вычислить исполнительные размеры контрольного калибра (К-ПР, К-НЕ), необходимого для контроля изготовления рабочего калибра-скобы, в том числе и его изношенной проходной стороны (К-И). Указать размеры контрольного калибра, проставляемые на чертеже;

5) Построить схему расположения полей допусков на изготовление калибра;

6) Вычертить эскизы калибров с простановкой исполнительных размеров и маркировки.

 

4.1. Пример расчета калибров

1. Калибры рассчитываются для соединения, выполненного по переходной посадке Æ140 H7/j_s7.

 

2. Расчет калибра-пробки ведется на основе базовых данных по от- верстию Æ140H7(^+0,040 ), у которого D_min=140,0мм; D_max=140,040 мм, (табл. П27, [2]), а именно:

H=8 мкм - допуск на изготовление калибра;

Z=6 мкм - отклонение середины поля допуска ПР стороны относительно D_min;

Y=4 мкм - допустимый уровень износа ПР калибра.

 

3. Предельные размеры калибра-пробки:

a) для проходной стороны

ПР_max = D_min+Z+(H/2) = 140,0+0,006+(0,008/2) =140,010 мм

ПP_min = D_min+Z-(H/2) = 140,0+0,006-(0,008/2) = 140,002 мм.

Исполнительные размеры: наибольший 140,010 мм;

наименьший 140,002 мм.

Размер, проставляемый на чертеже: ПР = 140,010_{-0,008 мм.}

 

 

б) для непроходной стороны

НE_max= D_max+(H/2) =140,040+(0,008/2) =140,044 мм

НE_min = D_max-(H/2) =140,040-(0,008/2) =140,036 мм.

 

Исполнительные размеры: наибольший 140,044 мм;

Наименьший 140,036 мм.

 

Размер, проставляемый на чертеже:НЕ =140,044_{-0,008 мм.}

 

в) предельный размер проходной стороны по износу

ПР_изн = D_min-Y =140,0-0,004 =139,996 мм.

 

4. Расчет калибра-скобы ведется на основе данных по валу

Æ140 j_s7 (), где d_max =140,020 мм, d_min =139,980 мм,

а именно: H₁=8 мкм; Z₁=6 мкм; Y₁=4 мкм. [2]

 

5. Предельные размеры калибра-скобы:

а) для проходной стороны

ПP_min = d_max-Z₁-(H₁/2) = 140,020-0,006-(0,008/2) = 140,010 мм

ПР_max = d_max-Z +(H₁/2) = 140,020-0,006+(0,008/2) = 140,018мм.

Исполнительные размеры: наибольший 140,018 мм;

Наименьший 140,010 мм.

 

Размер, проставляемый на чертеже:ПР = 140,010^{+0,008 мм.}

Проходной изношенный ПР_изн = d_max+Y₁ = 140,020+0,004 = 140,024 мм.

б) для непроходной стороны НE_min = d_min -(H₁/2) = 139,980-(0,008/2) = 139,976 мм

НE_max = d_min+(H₁/2) = 139,980+(0,008/2) = 139,984 мм.

Исполнительные размеры: наибольший 139,984 мм; наименьший 139,976 мм.

 

Размер, проставляемый на чертеже НЕ = 139,976^{+0,008 мм.}

 

 

6. Предельные размеры контрольного калибра для скобы определяются на базе вышеприведенных исходных данных, а также с учетом допуска на изготовление контрольного калибра

Hp = 3,5 мкм [2].

а) для проходной стороны

К - ПР_max = d_max-Z₁+(Hp/2) =

=140,020-0,006+(0,0035/2) = 140,014+0,00175 = 140,01575 мм

К-Пр_min =d_max-Z₁-(Hp/2) =140,020-0,006-(0,0035/2) =140,01225 мм.

Размер, проставляемый на чертеже:

К-ПР = 140,01575_{-0,00350 мм.}

б) проходной изношенный

К-ПР =d_max+Y₁+(Hp/2)=140,020+0,004+(0,0035/2)=140,02575 мм.

К-ПР =d_max+Y₁-(Hp/2)=140,020-0,004-(0,0035/2)=140,02225 мм.

Размер, проставляемый на чертеже:

К-ПР = 140,02575_{-0,00350 мм.}

в) для непроходной стороны

К-НE_max = d_min+(Hр/2) = 139,980+(0,0035/2) =139,98175 мм

К-НE_min = d_min-(Hр/2) = 139,980-(0,0035/2) =139,97825 мм.

Размер, проставляемый на чертеже:

К - НЕ = 139,98175_{-0,00350 мм.}

7. По полученным расчетным данным строим схему расположения полей допусков и эскизы рабочих калибров-пробок (рис. 3.2.1.) и калибров-скоб (рис. 3.2.2.).

 

 

 

3.3. Расчет посадок для подшипников качения

Для подшипника качения, работающего в опоре вала редуктора и имеющего конструктивные параметры и режим работы, определен- ные условиями задания (табл. П.3.1, П.3.2.) необходимо установить параметры сопряжения с деталями редуктора. Для этого требуется:

1) По материалам ГОСТ 3325-55, изложенным в технической литературе [2,3], определить вид нагружения наружнего и внутреннего колец подшипника и вычертить соответствующие схемы нагружения;

2) Для кольца, имеющего циркуляционное нагружение, рассчитать интенсивность нагрузки на посадочную поверхность. По полученным, а также исходным данным, определить квалитеты сопрягаемых деталей (вала и отверстия в корпусе редуктора) и назначить посадки для обоих колец подшипника;

3) Рассчитать предельные размеры посадочных поверхностей вала и отверстия в корпусе редуктора, а также обоих колец;

4) Рассчитать допуски размеров и посадок соответствующих поверхностей, определить зазоры или натяги в соединениях;

5) Вычертить эскизы полей допусков полученных сопряжений с нанесением основных характеристик;

6) Произвести проверку подшипника на наличие рабочего зазора; при необходимости произвести корректировку по посадке соответствующего кольца.

 

3.3.1. Пример расчета посадок подшипника

Определить посадку наружного и внутреннего колец подшипника в корпус и на вал редуктора при следующих исходных данных (см. рис. П.3.1):

 

 

-диаметр наружного кольца D=140 мм;

-диаметр внутреннего кольца d=80 мм;

-ширина подшипника B=26 мм;

-класс точности подшипника 0;

-радиальные реакции в опорах 40kH;

-характер нагрузки - умеренная вибрация.

 

1. В соответствии с условиями работы подшипника в качестве опоры вала в редукторе (рис. П 3.1.) определяем, что вращающееся вместе с валом внутреннее кольцо подшипника испытывает при постоянно направленной радиальной нагрузке R₁ циркуляционное нагружение (рис. 3.3.1a), а наружное кольцо, не вращающееся относительно радиальной нагрузки, испытывает местное нагружение (рис. 3.3.1б.).

2. Посадку внутреннего кольца определяем по интенсивности нагрузки, рассчитываемой по формуле:

p_R = R₁·k₁·k₂·k₃·(1/b),

где R₁= R₂=35 кН - радиальная нагрузка на опору;

k₁ - коэффициент характера нагрузки.

Для нагрузки с умеренными толчками и вибрацией принимаем

k₁ = 1,0 (табл. П39,[2])

k₂ - коэффициент характера конструкции. Для жесткого (неразъемного) корпуса редуктора и сплошного вала принимаем

k₂ = 1,0 (табл. П40,[2])

k₃-коэффициент неравномерности распределения радиальной нагрузки между рядами в подшипниках. Для однорядных подшипников принимаем k₃ = 1,0 (табл. П40,[2])

 

 

 

b=B-2r - расчетная ширина подшипника, где r - радиус закругления кольца.

 

Принимаем, исходя из данных [3], r =1,5 мм. При отсутствии такой информации в справочной литературе можно принимать r = 0.

 

 

 

В соответствии с данными табл.4.92 [3] принимаем для внутреннего кольца подшипника посадку сопряжения с валом, выполненным по полю допуска m6.

Для наружного кольца, испытывающего местное нагружение при спокойной динамике, принимаем сопряжение с неразъемным корпусом, выполненным с полем допуска отверстия по H7. (табл. 4.89 [3])

3. Находим предельные отклонения и размеры:

а) вала Æ80 m6, где es = +30 мкм; ei = +11 мкм. (табл. 1.28[1])

Отсюда d_max = d+es = 80,0+0,030 = 80,030 мм;

d_min = d+ei = 80,0+0,011 = 80,011 мм;

Td = dmax –dmin = es-ei = 30-11=19 мкм = 0,019 мм.

б)отверстия в корпусе Æ140 H7, где ES=+40мкм, EI=0, табл.1.36[1]

D_max = D+ES = 140+0,040 = 140,040 мм;

D_min = D+EI = 140+0 = 140,0 мм;

TD = ES-EI= 40-0 = 40 мкм = 0,040 мм.

Находим предельные отклонения и размеры подшипника:

а) внутреннего кольца Æ80, класс точности 0, для которого

ES = 0, EI = -15 мкм. (табл.4.82 [3])

Отсюда D^п_max = D+ES = 80+0 = 80,0 мм

D^п_min = D+EI = 80+(-0,015) = 79,985 мм;

TD^п = D^п_max-D^п_min = ES - EI = 0-(-15) = 15 мкм = 0,015 мм.

 

б) наружного кольца Æ140 мм, класс точности - 0, для которого

es = 0; ei = -18 мкм (табл. 4.83 [3])

Отсюда d^п_max = d + es = 140+0 = 140,0 мм;

d^п_min = d + ei = 140+(-0,018) = 139,982 мм;

Td^п = d^п_max- d^­п_min = es - ei = 0-(-18)= 18 мкм = 0,018 мм.

4. Определяем параметры сопряжений:

а) внутреннее кольцо подшипника - вал

N_max = d_max-D­^п_min = 80,030-79,985 = 0,045 мм;

N_min = d_min - D^п_max = 80,011 - 80,0 = 0,011 мм;

T_N = N_max - N_min = 0,045 - 0,011 = 0,034 мм.

б) наружное кольцо подшипника - корпус

S_max = D_max-d^п_min = 140,040-139,982 = 0,058 мм;

S_min = D_min - d^п_max = 140,0 - 140,0 = 0 мм;

T_S = S_max- S_min = 0,058-0 = 0,058 мм.

5. По полученным данным строим схему расположения полей допусков деталей с основными характеристиками соединения (см. рис. 3.3.2.).

6. Определение посадочного (рабочего) зазора в подшипнике.

Радиальный посадочный зазор в подшипнике после его установки на вал, выполненный по полю допуска m6, определяется как

g_п=g_н^ср-Δd₁^max, где g_н^ср – средний начальный зазор в подшипнике;

Исходя из данных табл.П4.2. 2 или приложения IX [6], имеем

для однорядного радиального шарикового подшипника:

Отсюда.

 

 

- диаметральная деформация беговой дорожки внутреннего кольца после посадки.

где - эффективный натяг в посадке; 2

- максимальный натяг в посадке; d = 80 мм - номинальный диаметр внутреннего кольца;

- приведенный диаметр внутреннего кольца.

В нашем случае

 

а

 

Тогда радиальный посадочный зазор

 

Из полученных данных следует, что при выбранной посадке внутреннего кольца подшипника на вал, выполненный по полю допуска m6 (N_max=45мкм), радиальный зазор не сохраняется, а трансформируется в натяг, что недопустимо для нормальной работы подшипника. Поэтому необходим подбор другой посадки кольца на вал, например по j_s6, и проверка вновь получаемого рабочего зазора в подшипнике. Возможно также использование другого типа подшипника. В настоящем примере такой перерасчет не проводится, но является обязательным при выполнении РГР.

 

 

3.4. Расчет размерной цепи

В соответствии с заданным эскизом узла редуктора (рис. П.4.1.) и номинальными размерами его элементов (табл. П.4.1, П.4.2) выполнить проектный расчет размерной цепи методом полной взаимозаменяемости, для чего необходимо:

1) Определить все составляющие звенья размерной цепи во взаимосвязи с заданным исходным (замыкающим) звеном;

2) Построить схему размерной цепи с указанием номинальных размеров звеньев и определить характер составляющих звеньев (увеличивающие, уменьшающие);

3) По способу допусков одного квалитета определить средний квалитет составляющих звеньев размерной цепи;

 

 

4) С использованием принципа максимума-минимума по заданным предельным отклонениям исходного звена рассчитать допуски и предельные отклонения размеров составляющих звеньев;

5) Провести проверку полученного результата по уровню допуска на замыкающее звено как суммы допусков составляющих звеньев и сравнение его с заданным допуском. При необходимости произвести корректировку допусков составляющих звеньев и вновь произвести проверку;

6) По результатам выполненного расчета размерной цепи определить положение поля допуска замыкающего звена во взаимосвязи с таковым для исходного звена и вычертить соответствующую схему

расположения полей допусков ТА^исх и ТА^зам

 

3.4.1. Пример расчета размерной цепи

 

Решить размерную цепь узла редуктора, исходным (замыкающим) звеном которой является размер А_∆ = 10±1,5 мм, характеризующий положение торца зубчатого колеса относительно корпуса, а составляющие звенья имеют следующие номинальные размеры (см. рис.3.4.1).

 

 

А₁ А₂

 

 

А_D А₆ А₅ А₄ А₃

 

Рис. 3.4.1. Схема размерной цепи узла редуктора

 

где: А₁ = 275 мм - ширина внутренней полости корпуса;

А₂ = 1,5 мм - толщина уплотняющей прокладки;

А₃ = 25 мм - высота выступа крышки;

А₄ = 36,5 мм - ширина подшипника;

А₅ = 95 мм - длина распорной втулки;

А₆ = 110 мм - ширина ступицы зубчатого колеса;

А_∆ = 10 мм - зазор между ступицей и корпусом.

ES(A_∆) = +1,5 мм EI(A_∆) = -1,5 мм

 

1.На основании предлагаемой схемы размерной цепи можно сформировать следующие размерные связи между звеньями, влияющие на допуски размера замыкающего звена А_∆:

 

А_∆-А₆; А₆-А₅; А₅-А₄; А₄-А₃; А₃-А₂; А₂-А₁; А₁-А_∆.

 

Таким образом, для нормальной работы узла необходим опре- деленный зазор в размерной цепи, приведенный по схеме к левой стороне в виде размера А_D, который не допускает трения между корпусом и ступицей зубчатого колеса в редукторе при его работе

= (275 +1,5) – (25 +36,5 + 95 + 110) = 10 мм

 

В соответствии с изложенным определяем, что размеры А₁ и А₂ являются увеличивающими, а размеры А₃, А₄, А₅, А₆ - уменьшающими звеньями цепи, и наносим соответствующие стрелочные обозначения на схеме (рис. 3.4.1.)

 

2. Для решения размерной цепи используем способ допусков одного квалитета, исходя из аналитического выражения которого имеем

где а_ср- число единиц допуска (среднее), содержащееся в допуске каждого из звеньев размерной цепи;

TA_D = 3,0 мм = 3000 мкм – допуск исходного звена

- значение единицы допуска размера каждого составляющего звена в интервале со средним геометрическим размером D, выраженным в мм.

 

В соответствии с данными, изложенными в [4], где рекомендовано для значений размеров до 500 мм принимать рассчитанные значения i, получим для составляющих звеньев:

 

 

i₁ = 3,23 мкм; i₂ = 0,55 мкм; i₃ = 1,31мкм;

i₄ = 1,56 мкм; i₅ = 2,51 мкм; i₆ = 2,51 мкм;

 

Тогда

 

 

3. Исходя из полученной величины а_ср=257 ед. по табл. 1.8 [1] устанавливаем соответствие ее 13-му квалитету, по которому назначаем допуски на размеры составляющих звеньев, а именно:

 

A₁ = 275^+0,810мм; A₂ = 1,5^+0,140мм – как для увеличивающих звеньев, принимаемых для упрощения расчета за размеры основных отверстий;

 

A₃ = 25_-0,330мм; A₅ = 95_-0,540мм; A₆ = 110_-0,540мм­ - как для уменьшающих звеньев, принимаемых также для упрощения расчета за размеры основных валов.

 

Допуск на размер А₄ определяем исходя из допусков на изготовление подшипников по его ширине В (табл. 4.82. [1])

 

А₄ = 36,5 _{- 0,150} мм.

 

4. Полученные допуски на размеры составляющих звеньев должны удовлетворять выражению: TA_D ≥ åTA_i. В нашем случае имеем:

 

åTA_i = 0,81+0,14+0,33+0,15+0,54+0,54=2,510 мм.

 

Отсюда, при сравнении TA_D = 3,0 мм с STA_i = 2,510 мм можно заключить, что допуски на один из размеров, в частности

А₁ = 275 ^{+0,810 мм, можно увеличить до допуска по 14 квалитету, т.е. принять А}₁ =275 ^{+1,300 мм.}

 

Тогда при проверке допусков размерной цепи получим:

 

S TA_i = 1,300+0,140+0,330+0,150+0,540+0,540 = 3,0 мм;

 

т.е. S TA_i = TA_D = 3,0 мм.

 

5. Далее выполняем проверку соответствия положения (координат) поля допуска исходного звена А^исх его положению, полученному в результате расчета А^зам .

 

 

a) Верхнее предельное отклонение

 

b) Нижнее предельное отклонение

 

 

c) Координата Е_с середины поля допуска

 

Таким образом, полученные координаты поля допуска замыкающего звена не соответствуют исходным, но принимаются по результатам данного расчета размерной цепи в качестве базовых, а именно: =10^+3,0мм (схема полей допусков в данном примере не приводится, но в РГР выполняется обязательно).

 

 

Отсюда следует, что размерная цепь решена правильно, а узел редуктора будет работоспособен после сборки и в процессе эксплуатации.

 

Расчет шлицевых соединений

Исходя из данных задания (см. табл. П51, П52) необходимо рассчитать основные параметры шлицевого прямобочного соединения, для чего:

 

1) Обосновать способ центрирования и посадку шлицевого соединения. Дать стандартизованное условное обозначение узла в сборе и составляющих его элементов;

 

2) Рассчитать предельные отклонения центрирующего и нецентрирующих размеров (наружного и внутреннего диаметров, ширины впадин зубьев втулки и вала);

 

3) Построить схему расположения полей допусков на изготовление деталей;

 

4) Вычертить эскиз поперечного сечения шлицевого соединения в сборе и эскизы деталей с простановкой соответствующих размеров и отклонений.

 

3.5.1. Пример расчета шлицевого соединения

 

Определить характеристики шлицевого прямобочного соединения, имеющего номинальные размеры z´d´D=8´42´46 мм, центрирование по размеру D и посадки H7/e8 и D9/f8.

 

1. Указанное шлицевое соединение 8´42´46 относится,

в соответствии с ГОСТ 1139-80 (см. табл. 4.71 [2]),

к соединениям легкой серии, передающим небольшие крутящие моменты. Ширина зуба b принимается равной 8мм.

 

Условное обозначение соединения как для узла в сборе

 

D-8 ´ 42H12/a11 ´ 46H7/e8 ´ 8D9/f8

 

или как допускается в условных обозначениях,

 

D-8 ´ 42 ´ 46H7/e8 ´ 8D9/f8

 

При этом имеем для вала

 

D-8 ´ 42 ´ 46e8 ´ 8f8

 

и для втулки

 

D-8 ´ 42 ´ 46H7 ´ 8D9

 

2. Исходя из данных табл. П18, П19 [2], имеем следующие предельные отклонения размеров соединения, выполненного в системе отверстия:

для вала

 

D = 46e8 - центрирующий элемент (наружный диаметр);

 

es= -50мкм; ei= -89мкм; TD= 39мкм;

 

b = 8f8 - толщина зуба;

 

es= -13 мкм; ei= -35мкм; Tb= 22мкм;

 

d = 42a11 - нецентрирующий элемент (внутренний диаметр);

 

es= -320мкм; ei= -480мкм; Td= 160мкм.

 

 

для втулки

 

D = 46H7 - центрирующий элемент (наружный диаметр)

ES = +25мкм; EI = 0; TD = 25мкм;

b = 8D9 - ширина впадины

ES = +76мкм; EI = +40мкм; Tb = 36мкм;

d = 42H12 - нецентрирующий элемент (внутренний диаметр)

ES = +250мкм; EI = 0; Td = 250мкм.

3. По полученным данным строим схему расположения полей допусков элементов шлицевого соединения (см. рис. 3.5.1.) и вычерчиваем эскиз поперечного сечения (см. рис. 3.5.2.).