Раздел Ш. Методические указания по этапам работы



Мы поможем в написании ваших работ!


Мы поможем в написании ваших работ!



Мы поможем в написании ваших работ!


ЗНАЕТЕ ЛИ ВЫ?

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 Dmax= D+ES = 85+0,087 = 85,087 мм

Dmin = D+EI = 85+0 = 85,0 мм

TD = Dmax-Dmin = 85,087-85,0 = 0,087 мм

 

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

dmin = d+ei = 85+(-0,123) = 84,877 мм

Td = dmax-dmin = 84,964-84,877 = 0,087 мм.

 

4. Величины предельных зазоров.

 

Smax = Dmax- dmin = 85,087-84,877 = 0,210 мм

Smin = Dmin - dmax = 85,000-84,964 = 0,036 мм

Средний зазор S m = (Smax+Smin)/2 = (0,210+0,036)/2 = 0,123мм.

Допуск посадки TS = Smax-Smin = 0,210-0,036 = 0,174 мм

или TS = 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 Dmax = D+ES = 90+(-0,078) = 89,922 мм

Dmin = D+EI = 90+(-0,113) = 89,887 мм

TD = Dmax-Dmin = 89,922-89,887 = 0,035 мм

-вала dmax = d+es = 90+0 = 90,0 мм

dmin = d+ei = 90+(-0,022) = 89,978 мм

Td = dmax = dmin = 90,000-89,978 = 0,022 мм.

4. Величины предельных натягов.

Nmax = dmax -Dmin = 90,000-89,887 = 0,113 мм

Nmin = dmin -Dmax = 89,978-89,922 = 0,056 мм.

Средний натяг

Nm = (Nmax+Nmin)/2 = (0,113+0,056)/2 = 0,0845мм.

 

Допуск посадки

TN = Nmax-Nmin = 0,113-0,056 = 0,057 мм

или TN = 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/js7

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 js7 относится к группе полей допусков, образующих переходные посадки.

3. Предельные отклонения размеров:

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

-вала Æ140 js7, es = +20 мкм; ei= - 20 мкм.

Предельные размеры и допуски на изготовление:

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

Dmin= D + EI = 140 + 0 = 140,0 мм

TD = Dmax-Dmin = 140,040-140,0 = 0,040 мм

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

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

Td = dmax-dmin = 140,020-139,980 = 0,040 мм.

 

 

 

 

4. Величины предельных зазоров и натягов

Smax = Dmax - dmin = 140,040-139,980 = 0,060 мм

Nmax = dmax - Dmin = 140,020-140,0 = 0,020 мм.

Средний натяг Nc= ec - Ec,

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

Ec = (ES+EC)/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

TN(TS) = Nmax - Nmin = Nmax-(-Smax) = 0,020-(-0,060) = 0,080 мм

или TN(TS) = 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/js7.

 

2. Расчет калибра-пробки ведется на основе базовых данных по от- верстию Æ140H7( +0,040 ), у которого Dmin=140,0мм; Dmax=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 Dmin;

Y=4 мкм - допустимый уровень износа ПР калибра.

 

3. Предельные размеры калибра-пробки:

a) для проходной стороны

ПРmax = Dmin+Z+(H/2) = 140,0+0,006+(0,008/2) =140,010 мм

ПPmin = Dmin+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

НEmax= Dmax+(H/2) =140,040+(0,008/2) =140,044 мм

НEmin = Dmax-(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

ПРизн = Dmin-Y =140,0-0,004 =139,996 мм.

 

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

Æ140 js7 ( ), где dmax =140,020 мм, dmin =139,980 мм,

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

 

5. Предельные размеры калибра-скобы:

а) для проходной стороны

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

ПРmax = dmax-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 ПРизн = dmax+Y1 = 140,020+0,004 = 140,024 мм.

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

НEmax = dmin+(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 - ПРmax = dmax-Z1+(Hp/2) =

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

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

К-ПР =dmax+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-НEmax = dmin+(Hр/2) = 139,980+(0,0035/2) =139,98175 мм

К-НEmin = dmin-(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:

pR = 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 dmax = d+es = 80,0+0,030 = 80,030 мм;

dmin = 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]

Dmax = D+ES = 140+0,040 = 140,040 мм;

Dmin = 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 Dпmax = D+ES = 80+0 = 80,0 мм

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

TDп = Dпmax-Dпmin = 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 dпmax = d + es = 140+0 = 140,0 мм;

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

Tdп = dпmax- d­пmin = es - ei = 0-(-18)= 18 мкм = 0,018 мм.

4. Определяем параметры сопряжений:

а) внутреннее кольцо подшипника - вал

Nmax = dmax-D­пmin = 80,030-79,985 = 0,045 мм;

Nmin = dmin - Dпmax = 80,011 - 80,0 = 0,011 мм;

TN = Nmax - Nmin = 0,045 - 0,011 = 0,034 мм.

б) наружное кольцо подшипника - корпус

Smax = Dmax-dпmin = 140,040-139,982 = 0,058 мм;

Smin = Dmin - dпmax = 140,0 - 140,0 = 0 мм;

TS = Smax- Smin = 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

gп=gнср-Δd1max, где gнср – 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 (Nmax=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 js6, 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 ТАисх и ТАзам

 

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

       
 
 
   

 

 


АD 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:

 

А6; А65; А54; А43; А32; А21; А1.

 

Таким образом, для нормальной работы узла необходим опре- деленный зазор в размерной цепи, приведенный по схеме к левой стороне в виде размера АD, 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 аср- число единиц допуска (среднее), содержащееся в допуске каждого из звеньев размерной цепи;

TAD = 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 аср=257ед. 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: TAD ≥ åTAi. В нашем случае имеем:

 

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

 

Отсюда, при сравнении TAD = 3,0 мм с STAi = 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 А1 =275 +1,300 мм.

 

Тогда при проверке допусков размерной цепи получим:

 

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

 

т.е. S TAi = TAD = 3,0 мм.

 

5. Далее выполняем проверку соответствия положения (координат) поля допуска исходного звена Аисх его положению, полученному в результате расчета Азам .

 

 

a) Верхнее предельное отклонение

 

b) Нижнее предельное отклонение

 

 

c) Координата Ес 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.).

 



Последнее изменение этой страницы: 2016-04-19; Нарушение авторского права страницы; Мы поможем в написании вашей работы!

infopedia.su Все материалы представленные на сайте исключительно с целью ознакомления читателями и не преследуют коммерческих целей или нарушение авторских прав. Обратная связь - 3.236.232.99 (0.013 с.)