Курсовая работа - по дисциплине Нормирование точности и технические измерения - файл n19.doc

Курсовая работа - по дисциплине Нормирование точности и технические измерения
скачать (432.9 kb.)
Доступные файлы (19):

n1.bak
n2.cdw
n3.bak
n4.cdw
n5.bak
n6.cdw
n7.bak
n8.cdw
n9.bak
n10.cdw
6(---).bak
6(---).cdw
~$1.cd~
~$2.cd~
~$3.cd~
~$4.cd~
~$5.cd~
~$6(---).cd~
n19.doc	411kb.	05.06.2011 01:08	скачать

---

Смотрите также:
• Курсовая работа - нормирование точности и технические измерения (Курсовая)
• Курсовая работа - по дисциплине Нормирование точности и технические измерения (Курсовая)
• Курсовая работа по дисциплине Нормирование точности и технические измерения (Курсовая)
• Курсовая работа - по дисциплине Нормирование точности и технические измерения (Курсовая)
• Соломахо В.Л. и др. Нормирование точности и технические измерения (Документ)
• Цитович Б.В., Серенков П.С. Нормирование точности и технические измерения. Курсовое проектирование (Документ)
• Курсовой проект по дисциплине Нормирование точности и технические измерения (Курсовая)
• Курсовой проект - Нормирование точности и технические измерения (Курсовая)
• Курсовой проект - Взаимозаменяемость, стандартизация и технические измерения (Курсовая)
• Лабораторная работа №1 Определение погрешности результата измерения мощности электрического нагревателя по классу точности измерения (Документ)
• Контрольная работа по дисциплине Технические измерения Тема контрольной работы (Документ)
• Курсовой проект - Нормирование точности и выбор полей допусков вала (Курсовая)

n19.doc

Введение
Стандарт – это самое целесообразное решение повторяющейся задачи для достижения определенной цели. Стандарты содержат показатели, которые гарантируют возможность повышения качества продукции и экономичности ее производства, а также повышение уровня ее взаимозаменяемости. Стандарты содействуют обеспечению пропорционального развития всех отраслей народного хозяйства страны.

С помощью стандартов Государственная Система стандартизации способствует:

• 
  улучшению качества работы, качества продукции и обеспечению его оптимального уровня;
  
• 
  обеспечению условий для развития специализации в области проектирования и производства продукции, снижению ее трудоемкости, металлоемкости и улучшению других показателей;
  
• 
  обеспечению условия для широкого развития экспорта товаров высокого качества, отвечающих требованиям мирового рынка;
  
• 
  обеспечению увязки требований к продукции с потребностями обороны страны;
  
• 
  рациональному использованию производственных фондов и экономии материальных и трудовых ресурсов;
  
• 
  развитию международного экономического и технического сотрудничества.
  

Для получения поставленных целей стандарты постоянно обновляют на основе достижений науки, техники и производства с учетом комплексности и системности решений задач стандартизации.


1 Допуски цилиндрических зубчатых колес

1.1 Исходные данные
Число зубьев большего колеса Z₁ = 50

Число зубьев малого колеса Z₂ = 42

Окружная скорость V = 9,5 м/с

Модуль m = 6 мм

Ширина зубчатого венца В = 60 мм.

Диаметр посадочного отверстия зубчатого колеса d = 84 мм.
1.2 Расчет геометрических параметров зубчатой передачи
- делительный диаметр большего колеса

d₁ = m  Z_1,

d₁ = 50 ∙ 6 = 300 мм;

- делительный диаметр малого колеса

d₂ = m  Z_2,

d₂ = 42 ∙ 6 = 252 мм;

- межосевое расстояние

,

мм;

1.3 Назначение степеней точности зубчатой передачи
Система допусков цилиндрических зубчатых передач (ГОСТ 1643-81) устанавливает 12 степеней точности зубчатых колес.

Степень точности проектируемого колеса устанавливается в зависимости от окружной скорости колеса. Согласно рекомендациям [1] степень точности зубчатой передачи по норме плавности назначаем 7 в зависимости от окружной скорости V = 9,5 м/с. По рекомендациям ГОСТ 1643-81, применив комбинирование норм точности, назначаем по кинематической норме точности степень на одну больше, чем по плавности - 8 , а полноте контакта такую же, как и по плавности, т.е. 7.
1.4 Выбор вида сопряжения по боковому зазору
Вид сопряжения передачи выбирается по величине гарантированного бокового зазора.

Боковой зазор это зазор между нерабочими профилями зубьев, который необходим для размещения смазки, компенсации погрешностей изготовления при сборке и для компенсации изменения размеров от температурных деформаций.

Величину бокового зазора, необходимого для размещения слоя смазки для тихоходной передачи (V_окр. до 3 м/с) ориентировочно можно определить по зависимости

j_{n.min.расч} = 0,01  m,

j_{n.min.расч} = 0,02 ∙ 6 = 0,12мм =120 мкм.

По рассчитанной величине j_{n min расч} равной 120 мкм в зависимости от межосевого расстояния a_w= 276 мм из таблицы 13 (ГОСТ 1643-81) выбираем вид сопряжения, причем выполняется условие

j_{n.min.табл.}  j_{n.min.расч .}

Данному условию соответствует вид сопряжения С , для которого

j_{n.min.табл.} = 130 > j_{n.min.расч} = 120 мкм.

Таким образом, точность зубчатой передачи будет 8 - 7 - 7 ГОСТ 1643-81.


1.5 Назначение комплексов показателей для контроля зубчатого колеса
Выбор показателей для контроля зубчатого колеса (z = 42 ) проводится согласно рекомендациям ГОСТ 1643-81 по таблицам 2, 3, 5, а по таблицам 6, 8, 12, 22 этого же ГОСТ назначаем на них допуски.

Средства для контроля показателей выбираем по [6],результаты выбора показателей, допусков на них и средств и средств контроля сводим в таблицу 1.
Таблица 1 - Показатели и приборы для контроля зубчатого колеса

Норма точности	Наименование и условное обозначение контролируемого показателя	Условное обозначение и численное значение допуска, мкм	Наименование и модель прибора
Кинемати- ческая точность	-колебание измерительного межосевого расстояния за 1 оборот колеса		Межцентромер МЦ-400Б Нормалемер БВ-5045 ГОСТ 7760-81
Плавность работы	-колебание измерительного межосевого расстояния на 1 зуб	= 28	Межцентромер МЦ-400Б
Полнота контакта	погрешность направления зуба		Ходомер БВ-5075
Боковой зазор	Еаs// , Еаi// - предельные отклонения измерительного межосевого расстояния Тн – допуск на смещение исходного контура	Еаs// = + fi//= +28 Еаi// = - Тн = - 180	Межцентромер МЦ-400Б

Рассчитываем длину общей нормали по формуле

W = m  W₁,

где W₁ – длина общей нормали для зубчатого колеса при m =1 мм [3].

W= мм.

Наименьшее отклонение длины общей нормали определяем по таблице 16 ГОСТ 1643-81 = - 80 мкм.

Наибольшее отклонение длины общей нормали определяем по выражению

= - = - 80 – 120 = - 200 мкм,

где - допуск на длину общей нормали, определяемый по таблице 19 ГОСТ 1643-81 в зависимости от величины радиального биения зубчатого венца (таблица 6 ГОСТ 1643-81), = 120 мкм.

W = мм.

Допуски на размеры и расположения базовых поверхностей колеса назначаем с учетом выбранных показателей контроля зубчатого венца. Требования к точности заготовки определяются допусками на диаметры выступов d_a, радиальным и торцовым биениями.

Так как наружная поверхность зубчатого колеса не используется в качестве базовой поверхности (измерительной и установочной), допуск на наружный диаметр Т_da назначаем как для несопрягаемых размеров – h14, а радиальное биение наружной поверхности определяем по формуле [3]:

F_da = 0,1· m,

F_da = 0,1∙ 6 = 0,6 мм.

Допуск на торцовое биение базового торца определим по формуле [3]:

,

где F_ - допуск на погрешность направления зуба по степени нормы полноты контакта мм, выбираем по таблице 11 ГОСТ 1643-81в зависимости от ширины зубчатого венца, F_ = 0,016 мм;

В – ширина зубчатого венца мм;

d – диаметр на котором определяется биение.

d = (z₁ – 2,4) ∙ m,

где z₁ – число зубьев большего колеса.

d = (42 – 2,4) ∙ 6 = 237,6 мм.
.

Шероховатость боковой поверхности зубьев при 7-ой степени точности зубчатого колеса по плавности работы составляет Ra 1,25 мкм. Точность размера посадочного диаметра колеса выбирается в зависимости от степени точности колеса – Н7.
2 Расчет и выбор переходной посадки неподвижного соединения с дополнительным креплением
Исходные данные

Точность зубчатого колеса 8 - 7 - 7 ГОСТ 1643-81 С

Номинальный диаметр соединения d = 84 мм

Допуск на радиальное биение зубчатого венца F_r = 71 мкм
Соединение зубчатого колеса с валом редуктора с дополнительным креплением при помощи шпонки является разъемным неподвижным соединением, образованным переходной посадкой. Расчет разъемных соединений образованных переходными посадками производится исходя из условий:

- обеспечение высокой точности центрирования зубчатого колеса на валу;

- обеспечение легкой сборки и разборки соединения.

Сочетание этих двух условий возможно лишь при небольших натягах или зазорах в соединении.

Хорошее центрирование зубчатого колеса на валу необходимо для обеспечения высокой кинематической точности передачи, ограничения динамических нагрузок. Для обеспечения неподвижности зубчатых колес с валом применяются шпонки. Наибольшее применение получили призматические шпонки, отличающиеся простотой изготовления.

Параметры шпонки, пазов на валу и на зубчатом колесе выбираем исходя из диаметра посадочной поверхности колеса (d = 84 мм) по ГОСТ 23360-78:

- ширина шпонки (паза) b = 22 мм;

- глубина паза на валу t₁ = 9^+0,2 мм;

- глубина паза на колесе t₂ = 5,4^+0,2 мм;

Известно, что наличие зазора в сопряжении за счет односторонних смещений вала в отверстии вызывает появление радиального биения зубчатого венца колеса определяющего кинематическую точность.

В этом случае наибольший допустимый зазор, обеспечивающий первое условие может быть определен по формуле:

S_max ? F_r / K_t

где K_t ― коэффициент запаса точности (K_t = 2…5), принимаем K_t = 2.

F_r ― допуск на радиальное биение зубчатого венца (F_r = 71 мкм).

S_max ? 71 / 2 = 35,5 мкм.

Возможный наибольший натяг в соединении рассчитываем по формуле

N_max = S_max ∙ (3 + z) / (3 - z),

где z ― аргумент функции Лапласа, который определяется по ее значению

Ф_о(z_o) = P_∆ - 0,5,

где P_∆ ― вероятность получения зазора в соединении. Задаемся P_∆ = 0,2 для 8 степени точности колеса, тогда

Ф_о(z_o) = 0,2 – 0,5= - 0,3

По таблице приложения 11 [1] находим значение z = - 0,84

N_max = 35,5 ∙ (3 + 0,84) / (3 - 0,84) = 63 мкм.

По номинальному диаметру соединения d = 84 мм и N_{max p}= 63 мкм,

S_{max p} = 35,5 мкм по ГОСТ 25347-82 выбираем переходную посадку H8/n7 , параметры выбранной посадки не превышают расчетной, т. е

S_{max таб} = 31 < S_{max p} = 35,5 мкм

N_{max таб} = 58 < N_{max p} = 63 мкм.

Причем выполняются требования по соответствующей степени точности зубчатого колеса точности отверстия (таблица 2.2 [3]).

Шпонка является стандартным изделием и изготавливается независимо от посадок, по которым она будет устанавливаться в паз вала и в паз колеса. Работоспособность шпоночного соединения определяется точностью посадки по ширине шпонки (паза) . ГОСТ 23360-78 предусматривает посадки, образующие нормальное, плотное и свободное соединение шпонок с пазами вала и колеса (втулки) в системе основного вала.

Принимаем нормальный тип соединения. Для нормального типа соединения установлены поля допусков ширины b для паза на валу N и для паза во втулке Js9 .

Предельные отклонения указанных полей допусков соответствуют ГОСТ 25347-82, шпонка, как основной вал, имеет поле допуска .

В этом случае посадка в соединении со шпоночным пазом вала будет и с пазом втулки .

3 Расчет калибров
В серийном и массовом производстве для контроля точности размеров используют калибры. Калибры для контроля отверстий называются пробками, для контроля валов - скобами. Калибры изготовляются комплектом из проходного (ПР) и непроходного (НЕ) калибра. При контроле детали калибрами она (деталь) признается годной, если проходной калибр проходит, а непроходной не проходит через проверяемую поверхность.

Если проходной калибр не проходит, то в этом случае имеет место исправимый брак. Если непроходной калибр проходит, то в этом случае имеет место неисправимый брак.
3.1 Расчет калибров пробок
Исходные данные:

Контролируемое отверстие Ш 84 Н 7 ^{(+0,025 )}
При расчете предельных и исполнительных размеров пробок за номинальный размер для проходного калибра принимается минимальный предельный размер контролируемого отверстия, а для непроходного калибра - максимальный предельный размер контролируемого отверстия.

Максимальный предельный диаметр контролируемого отверстия

Dmax = D + ES = 84 + 0,025 = 84,025 мм.

Минимальный предельный диаметр контролируемого отверстия

Dmin = D + EI = 84 + 0 = 84 ,0 мм.

Допуски на изготовление калибров нормируются по ГОСТ 24853-81.

Для определения предельных и исполнительных размеров пробок из таблицы указанного стандарта выписываем численные значения параметров Н, Z, y ,

где Н - допуск на изготовление калибра,

Z - координата середины поля допуска проходной пробки,

y - координата, определяющая границу износа проходной пробки,

Н = 6 мкм = 0,006 мм; y =4 мкм = 0,004 мм; Z = 5 мкм = 0,005 мм;

Определяем предельные и исполнительные размеры пробок ПР и НЕ по формулам из ГОСТ 24853-81 .

DПР min = D min + z – H / 2 = 84 + 0,005 - 0,006 / 2 = 84,002 мм ;

DПР max = D min + z +H / 2 = 84 + 0,005 + 0,006 / 2 = 84,008 мм ;

DПР изн = D min – y = 84 - 0,004 = 83,996 мм.

Исполнительный размер проходной пробки

DПР исп = DПР max _-Н = 84,008 _-0,006 мм .

DНЕ min = D max – H / 2 = 84,025 - 0, 006 /2 = 84,022 мм ;

DНЕ max = D max + H / 2 = 84,025 + 0,006 /2 = 84,028 мм ;

Исполнительный размер непроходной пробки

DНЕ исп = DНЕ max _-Н = 84,028_-0,006 мм .
3.2 Расчет калибров скоб
Исходные данные n6

Контролируемый вал Ш84.
При расчете предельных и исполнительных размеров скоб за номинальный размер для проходной стороны калибра принимается максимальный предельный размер контролируемого вала, а для непроходного калибра - минимальный предельный размер контролируемого вала.

Максимальный предельный диаметр вала

dmax = d + es = 84 + 0,045 = 84 ,045 мм.

Минимальный предельный диаметр вала

dmin = d + ei = 84 + 0,023 = 84 ,023 мм.

Для определения предельных и исполнительных размеров скобы из таблицы ГОСТ 24853-81 выписываем допуски: Н1, z1, y1,H_р;

Н1 =4 мкм = 0,004 мм; z1 = 5 мкм =0,005 мм;

y1 = 4 мкм = 0,004 мм; Н_р = 2,5 мкм = 0,0025 мм;

где Н_р - допуск на изготовление контрольных калибров.

Определяем предельные размеров скобы ПР и НЕ:

dПР min = dmax – z1 – H1 / 2 = 84 ,045 - 0,005 - 0,004 / 2 = 84,038 мм ;

dПР max = dmax – z1 + H1 / 2 = 84 ,045 - 0,005 + 0,004 / 2 = 84,042 мм ;

dПР исп = dmax + y1 = 84 ,045 + 0,004 = 84 ,049 мм.

dНЕ min = d min – H1 / 2 = 84,023 - 0,004 /2 = 84,021 мм ;

dНЕ max = d min + H1 / 2 = 84,023 + 0,004 /2 = 84,025 мм ;

Исполнительные размеры скобы

dПР исп = dПРmin = 84,038 ^+0,004 мм

dНЕ исп = dНЕmin = 84,021 ^+0,004 мм.

Шероховатость рабочих поверхностей калибров пробок и скоб в соответствии с квалитетом точности контролируемых размеров 7-ой и 8-ой составляет Rа 0,08 мкм.
4 Выбор универсальных измерительных средств
В единичном и мелкосерийном производстве для контроля точности размеров используют универсальные измерительные средства.

Исходные данные:

контролируемое отверстие - 84 H8.

контролируемый вал -  84 n7.

Для обеспечения точности измерения при выборе измерительных средств, для проверяемых деталей необходимо, чтобы допускаемая погрешность измерения , которая регламентируется ГОСТ 8.04-81 и зависит от допуска контролируемого размера, была больше или равна предельной погрешности измерительного средства , которая указывается в технической характеристике на него.

Результаты выбора измерительных средств для проверяемых деталей сводим в таблицу 2.
Таблица 2 - Выбранные средства измерения (В микрометрах)

Диаметр и поле допуска	Допуск	Допускаемая погрешность измерения 	Наименование средства измерения, модель, ГОСТ	Цена деления отсчетного устройства, мм	Предельная погрешность измерительного средства
84 H8	54	12	Нутромер 154 с измерительными головками ГОСТ 9244-75	0,01	4
 84 n7	35	7	Скоба с отсчётным механизмом СР-50 ГОСТ 11098-75	0,02	2

5 Расчет и выбор посадок подшипников качения
Исходные данные:

радиальная нагрузка R = 889 Н;

класс точности подшипника – 6;

вал вращается, вал сплошной, корпус массивный;

нагрузка умеренная, перегрузки не превышают 150%.

Исходя из диаметра посадочного отверстия зубчатого колеса (d = 80 мм) принимаем подшипник легкой серии № 7216 по ГОСТ333-55. Из таблицы стандарта по номеру подшипника выписываем его параметры D = 140 мм, d = 80 мм, В = 26 мм, r = 3 мм, Т = 28,5 мм.
5.1 Расчет и выбор посадок подшипников качения на вал и корпус
Посадка внутреннего кольца с валом всегда осуществляется в системе основного отверстия, а наружного кольца в корпус в системе основного вала.

Выбор посадок для подшипников качения зависит от характера нагружения колец. В подшипниковых узлах редукторов кольца испытывают циркуляционное и местное нагружение. Внутреннее кольцо подшипника является циркуляционно нагруженным, при котором результирующая радиальная нагрузка воспринимается последовательно всей окружностью его дорожки качения и передает ее всей посадочной поверхности вала.

Наружное кольцо подшипника испытывает местное нагружение, при котором, постоянная по направлению результирующая радиальная нагрузка воспринимается лишь ограниченным участком окружности дорожки качения и передает ее соответствующему ограниченному участку посадочной поверхности корпуса.

Так как в изделии вращается вал, внутреннее кольцо подшипника является циркуляционно нагруженным, наружное кольцо соединятся с неподвижным корпусом, испытывает местное нагружение, следовательно, внутреннее кольцо должно соединяться с валом по посадке с натягом, наружное с отверстием в корпусе с небольшим зазором.

Посадку внутреннего кольца подшипника на вал определяем по минимальному расчетному натягу между внутренним кольцом и посадочной поверхностью вала, который рассчитывается по формуле

,

где коэффициент (для подшипников легкой серии N =2,8);

радиальная нагрузка;

r - радиус скругления фаски кольца подшипника.

.

Квалитет точности для отверстия и вала устанавливается в зависимости от класса точности подшипника при 0 и 6-ом классе точности вал обрабатывается по 6, а отверстие по 7-му квалитету точности. По ГОСТ 3325-85 выбираем поле допуска для посадочной поверхности вала, соблюдая условие:

, 2<9 мкм

где табличное значение минимального натяга.

Вал Ш 80.

Посадка внутреннего кольца на вал - Ш.

Предельные отклонения для колец подшипника выбираем по ГОСТ 520-89.

Прочность внутреннего кольца проверяем по допустимому натягу

.

где [?] - допускаемое напряжение материала кольца при растяжении (для подшипниковой стали ? = 400 МПа = 400 · 10⁶ Па);

d - номинальный диаметр кольца подшипника (d= 80 мм).



Прочность кольца гарантируется так как

, 284 > 35 мкм.

Наружное кольцо подшипника испытывает местное нагружение. По таблице 3.9[2] выбираем для посадочной поверхности отверстия корпуса поле допуска H .

Посадка по наружному кольцу - Ш.
5.3 Определение требований к посадочным поверхностям вала и отверстия в корпусе
Требование к посадочным поверхностям вала и отверстия определяется по ГОСТ 3325-85.

Шероховатость поверхности выбирается по таблице 3. Для вала ; отверстия в корпусе , торца вала

Допуски круглости и профиля продольного сечения по таблице 4. Для вала, для отверстия

Допуск торцового биения опорного торца вала по таблице 5
6 Расчет размерной цепи методом регулирования
Для обеспечения зазора между подшипником и крышкой, устанавливаемых на промежуточный вал в пределах S = 0…0,88 мм, который является замыкающим (исходным) звеном, в сборочном узле предусмотрен компенсатор. Роль такого звена (детали) обычно выполняют втулки, кольца, планки, плиты, прокладки и т.п. специально предусмотренные в конструкции машины детали.

Задачу целесообразно решать методом регулирования. Точность замыкающего звена (В_?) достигается изменением компенсирующего звена, которым является кольцо(втулка, прокладка) – неподвижный компенсатор.

Собираемые детали в этом случае изготавливаются с расширенными, экономически целесообразными производственными допусками.

По сборочному чертежу ведомого вала выявляем все звенья размерной цепи А (А₁…А₆, А₈, А₉), участвующие в решении поставленной задачи. Вычерчиваем отдельно размерную цепь (рисунок 1).


А₇





А_∆

А₂


А₆

А₅

А₄

А₃

А₁

А₈





А₉


Рисунок 1 - Схема размерной цепи А
Расчет ведем согласно рекомендациям [1].

Записываем параметры замыкающего звена в удобном для дальнейшего расчета виде:

номинальный размер ,

предельные отклонения ESА_? = + 0,88 мм; EIА_? = +0 мм,
допуск замыкающего звена

ТА_ = ЕSА_ - EIА_,

ТА_ = 0,88 мм,

координата середины поля допуска исходного звена

,

.

Выявляем увеличивающие и уменьшающие звенья:

увеличивающие - А₇

уменьшающие - А_1, А_2, А_3, А_4, А_5, А_6, А₈, А₉.

Конструктивно по сборочному чертежу определяем номинальные значения составляющих звеньев:

А₁ =28,5мм; А₂ =5 мм; А₃ = 60 мм; А₄ = 15 мм; А₅ =28,5; А₆ = 10 мм; А₇ =162 мм; А₈ =10 мм; А₉ = 5 мм.

Размеры звеньев А₁ и А₅ (ширина кольца подшипника B) выбираем по номеру подшипника.

Проверяем правильность определения номинальных значений составляющих звеньев:

,
А_? = А₇ – (А ₁+ А ₂ + А ₃ + А ₄ + А ₅ + А ₆ + А ₈+ А₉);

В_? = 162 - (28,5 + 5 + 60 + 15 + 28,5 + 10 + 10 + 5) = 0

По ГОСТ 25347–82 устанавливаем экономически целесообразные допуски (по 12 квалитету точности) и предельные отклонения составляющих звеньев за исключением компенсирующего А₉ и подшипников А_1, А₅:

ТВ₃^/ = 0,30 мм (14 квалитет); ТВ₄^/ = 0,25 мм (12 квалитет); ТВ₅^/ = 0,350 мм (12 квалитет); ТВ₇^/ = 0,25 мм (14 квалитет); ТВ₈^/ = 0,460 мм (12 квалитет).

Для звеньев В_2, В₆ допуски выбираем из таблицы стандарта для подшипников ГОСТ 520-71 на ширину колец подшипника в зависимости от внутреннего диаметра и класса точности ТВ₂^/ = ТВ₆^/ = 0,15 мм.

Задаем расположение допусков составляющих звеньев и записываем их предельные отклонения кроме компенсирующего звена. Для звеньев, определяющих размеры охватывающих поверхностей ESВ_i = + ТВ_i; EIВ_i = 0. Для звеньев, определяющих размеры охватываемых поверхностей ESВ_i = 0; EI В_i = - ТВ_i.

В₂ = 20_-0,15 мм; В₃ = 5_-0,3 мм; В₄ = 45_-0,25 мм; В₅ = 86_-0,35 мм; В₆ = 20_-0,15 мм; В₇ = 3_-0,25 мм; В₈ = 182_-0,46 мм;

Определяем координаты середин полей допусков составляющих звеньев, кроме компенсирующего звена:

;

мм;

ЕсВ₂ = - 0,075 мм; ЕсВ₃ = - 0,150 мм; ЕсВ₄ = - 0,150 мм; ЕсВ₅ = - 0,175 мм; ЕсВ₆ = - 0,175 мм; ЕсВ₇ = - 0,125 мм;

ЕсВ₈ = - 0,230 мм;

Определяем производственный допуск замыкающего звена путем суммирования производственных допусков составляющих звеньев, кроме замыкающего и компенсирующего звена
;

где m – общее число звеньев в цепи, включая замыкающее звено, m = 9

0,15 + 0,3 + 0,30 + 0,35 + 0,15 + 0,25 + 0,46 = 1,960 мм

Определяем величину компенсации:

;

где Т_мк – допуск на изготовление компенсатора (звено В₁), принимаем по 10-му квалитету точности 0,04 мм.

Т_к = 1,960 - 0,2 + 0,04 =1,80 мм.

Определяем координату середины производственного допуска замыкающего звена:

ЕсВ_?^/ = ? ?_i Ес_i^/,

Е_сВ_?^/ = + (- 0,23) - (- 0,075- 0,15 - 0,15 - 0,175 - 0,075 - 0,125) = + 0,520 мм.

Определяем величину компенсации координаты седины поля производственного допуска замыкающего звена:

,

Знак «плюс» ставится в том случае, если компенсатор является увеличивающим звеном, а знак «минус» - уменьшающим звеном.

мм

Определяем предельные значения величины необходимой компенсации

,

,

мм

мм.
Так как EI_k < 0, то изменяем координату середины поля допуска одного из составляющих звеньев (ЕсВ₈^/) на величину ЕсВ₈^// = ЕсВ₈^/ - EI_k (для увеличивающих звеньев);

ЕсВ₈^// = - 0,23 - (- 0,73) = + 0,50 мм.

Определяем новые предельные отклонения для измененного звена

;

мм;

мм.

.

Устанавливаем толщину одной прокладки

S ? TВ_∆, S = 0,2 мм

Определяем число прокладок

,

мм.

Принимаем 9 прокладок.
6.2 Расчет размерной цепи теоретико- вероятностным методом
Согласно сборочному чертежу редуктора при сборке необходимо обеспечить зазор между торцом подшипника и крышкой, устанавливаемых на тихоходный вал в пределах S = 0,…1,2 мм.

По сборочному чертежу вала выявляем все звенья размерной цепи А (А₁…А₈), участвующие в решении поставленной задачи. Вычерчиваем отдельно размерную цепь (рисунок 1). Выявленная размерная цепь содержит более пяти звеньев, в конструкции редуктора не предусмотрено использование детали, являющейся компенсатором, следовательно, в качестве метода достижения точности замыкающего звена принимаем метод неполной взаимозаменяемости.



Рисунок 1 - Схема размерной цепи А
Размерная цепь – совокупность размеров образующих замкнутый контур и участвующих в решении поставленной задачи.

При расчете размерной цепи теоретико-вероятностным методом точность замыкающего звена обеспечивается не у всех изделий, а только у заранее обусловленной их части.

Метод основан на том, что при решении учитываются не предельные значения размеров, а вероятность их сочетания.

Достижение точности замыкающего звена методом неполной взаимозаменяемости предусматривает наличие заданного процента бракованных изделий после сборки. Рассчитаем размерную цепь А теоретико-вероятностным методом с процентом риска Р=1%. Расчет ведем согласно рекомендациям [5].

Исходные данные:

- замыкающее звено А_ = 0…1,2 мм;

- процент риска Р = 0,1 %;

- коэффициент риска t = 3,29;

- коэффициент, характеризующий закон рассеяния размеров ²_i =1/9.

Записываем параметры замыкающего звена в удобном для дальнейшего расчета виде: А_ =,

Конструктивно по сборочному чертежу редуктора устанавливаем номинальные размеры составляющих звеньев.

А₁ = мм; А₂ = мм; А₃ = мм; А₄ = мм;

А₅ = мм; А₆ = мм; А₇ = мм; А₈ = мм;

А₉ = мм; А₁₀ = мм;

Размеры звеньев А₁ и А₅ равны ширине кольца подшипника (B = мм).

Проверяем правильность определения номинальных размеров составляющих звеньев по формуле

,
А_?= А₇ + А₈ + А₉ – ( А ₁ + А ₂ + А ₃ + А ₄ + А₅ + А ₆ + А₁₀) ;

А_? = + + - ( + + + + + + ) = 0 мм.

Записываем параметры замыкающего звена:

- номинальный размер А_ = 0 мм;

- допуск замыкающего звена

ТА_ = ЕSА_ - EI А_,

ТА_ = + - 0 = мм.

Определяем координату середины поля допуска замыкающего звена

,

мм.

Решаем задачу методом равных допусков. Для этого определяем среднюю величину допусков размеров составляющих звеньев по формуле

, мм.

Ориентируясь на полученное значение среднего допуска ТА_cр = мкм для составляющих звеньев, учитывая их номинальные размеры назначаем стандартные допуски по ГОСТ 25.346-82 кроме звена А₈ и А_1, А₅.

ТА₂ = мкм; ТА₆ = мкм; ТА₃ = мкм; ТА₈ = мкм;

ТА₄ = мкм; ТА₉ = мкм; ТА₁₀ = мкм.

Для звеньев А_1, А₅ допуски выбираем из таблицы стандарта для подшипников ГОСТ 520-71 на ширину колец подшипника в зависимости от внутреннего диаметра и класса точности ТА₁ = ТА₅ = мкм;

Допуск на размер оставшегося звена А₈ назначаем, используя формулу:

;

ТА₈ = мкм.

Для охватывающих звеньев допуск задается в «+», как для основного отверстия (Н), а для охватываемых в «-», как для основного вала (h). Для размеров деталей типа ступеней симметричное расположение отклонений в «±» (для звеньев А₇, А₁₀ - ступень крышки):

А₁ = _-0, мм; А₂ = _-0, мм; А₃ = _-0, мм; А₄ = _-0, мм; А₅ = _-0, мм; А₆ = ± 0,0 мм; А₇ = _-0, ; А₉ = _-0, ; А₁₀ = ± 0, мм.

Для определения координаты середины поля допуска звена А₈ определим координаты середин полей допусков составляющих звеньев:

Е_сА₁ = - мкм, Е_сА₂ = - мкм, Е_сА₃ = - мкм,

Е_сА₄ = - мкм, Е_сА₅ = - мкм, Е_сА₆ = 0 мкм,

Е_сА₇ = - мкм, Е_сА₉ = - мкм, Е_сА₁₀ = 0 мкм.

Координату середины поля допуска звена А₈ найдем из выражения:

,

+ = + (- ) + (- ) - (- - - - - - 0 - 0)

= мкм.

Определяем предельные отклонения оставшегося звена

,



А₈ мм.

Проведем проверку правильности расчетов размерной цепи.

Если расчеты размерной цепи выполнены правильно, тогда будут выполняться условия:

,
= - + (- ) + (- ) - (- - - - - - 0 - 0) +


,
= - + (- ) + (- ) - (- - - - - - 0 - 0) -


Так как расчетные ESA_ и EIA_ близки к исходным, то размерная цепь решена правильно.

6.1 Расчет размерной цепи методом максимума и минимума
Согласно сборочному чертежу редуктора при сборке необходимо обеспечить зазор между торцом подшипника и крышкой, устанавливаемых на тихоходный вал в пределах S = 0,…1,2 мм.

По сборочному чертежу вала выявляем все звенья размерной цепи А (А₁…А₈), участвующие в решении поставленной задачи. Вычерчиваем отдельно размерную цепь (рисунок 1). В качестве метода достижения точности замыкающего звена принимаем метод полной взаимозаменяемости.



Рисунок 1 – Схема размерной цепи
Размерная цепь – совокупность размеров образующих замкнутый контур и участвующих в решении поставленной задачи.

При методе полной взаимозаменяемости точность замыкающего звена обеспечивается у всех изделий без исключения, без предварительного подбора или пригонки звеньев.

Этот метод еще носит название максимума и минимума, т.к. даже при самых неблагоприятных сочетаниях размеров составляющих звеньев точность замыкающего звена должна обеспечиваться. Сборка изделий заключается в простом соединении деталей.

Устанавливаем конструктивно номинальные размеры составляющих звеньев. Размеры звеньев А1 и А5 (ширина колец подшипников B = мм) выбираем по номеру подшипника согласно задаче 4 (№ ).

А₁ = мм, А₂ = мм, А₃ = мм, А₄ = мм,

А₅ = мм, А₆ = мм, А₇ = мм, А₈ = мм. .

Увеличивающие звенья : А7

Уменьшающие звенья : А1, А2, А3, А4, А5, А6, А8.

Устанавливаем параметры замыкающего звена:

номинальное значение ;

предельные отклонения ЕS А_? = + мкм; EI А_? = 0 мкм.

допуск ТА_? = ЕS А_? – EI А_? = + - 0 = мкм;

координата середины поля допуска:



.

Проверяем правильность определения номинальных значений составляющих звеньев:



0 = - ( + + + + + + ) = 0 мм.

где - передаточное отношение i -того звена размерной цепи (в линейный размерных цепях для увеличивающих звеньев , для уменьшающих ).

Определяем среднее значение допусков составляющих звеньев:

;

где m – общее число звеньев цепи, m = .

мкм.

Назначаем стандартные допуски, используя ГОСТ 25347-82, для всех звеньев кроме звена А₇:

ТА₁ = мкм; ТА₂ = мкм; ТА₃ = мкм; ТА₄ = мкм; ТА₅ = мкм; ТА₆ = мкм; ТА₈ = мкм.
Проверка правильности корректировки допусков:

;

= +1 + + + + + ТА7 + ,

ТА₇= мкм.
Определяем предельные отклонения составляющих звеньев.

Для охватывающих звеньев допуск задается в «+», как для основного отверстия (Н), а для охватываемых в «-», как для основного вала (h). Для размеров деталей типа ступеней симметричное расположение отклонений в «±» (для звеньев А₇, А₁₀ - ступень крышки):

Записываем номинальные значения с отклонениями для всех звеньев кроме звена А₁

А₁ = _-0, мм; А₂ = _-0, мм; А₃ = _-0, мм; А₄ = _-0, мм;

А₅ = _-0, мм; А₆ = ± 0,0 мм; А₇ = _-0, мм; А₉ = _-0, мм; А₁₀ = ± 0, мм.

Координаты середины полей допусков составляющих звеньев:

ЕсА₁ = - мкм; ЕсА₂ = - мкм; ЕсА₃ = - мкм;

ЕсА₄ = - мкм; ЕсА₅ = - мкм; ЕсА₆ = 0 мкм; ЕсА₈ = 0 мкм;

Координата середины поля допуска звена :

;

+ = - (- – – - - - 0 - 0),

= + мкм.

Предельные отклонения на А₇:

;

;

Результаты расчета звена А₇:

А₇ мм.

Проверка правильности расчета:

,


;

Выполненные расчеты сделаны верно.

Литература

1. 
   Курсовое проектирование по курсу «Нормирование точности и технические измерения». Методические указания. В 2-х ч. - Могилев: БРУ, 2007.
   
2. 
   Лукашенко, В.А. Расчет точности механизмов: учеб. пособие по курсу «Взаимозаменяемость, стандартизация и технические измерения» для студентов машиностроительных специальностей / В.А. Лукашенко, Р.Н. Шадуро. - Могилев: МГТУ, 1992.
   
3. 
   Мягков, В.Д. Допуски и посадки: справочник в 2 т./ Под ред. В.Д.Мягкова. - 6-е изд., перераб. и доп. - Л.: Машиностроение, 1982. – Т. 1 - 543 с.
   
4. 
   Мягков, В.Д. Допуски и посадки: справочник в 2 т.. /Под ред. В.Д.Мягкова. - 6-е изд., перераб. и доп. - Л.: Машиностроение, 1983. - Т.2. - 448 с.
   
5. 
   Якушев, А.И. Взаимозаменяемость, стандартизация и технические измерения /А.И.Якушев, Л.Н.Воронцов, Н.М.Федотов. - 6-е изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1987. - 352 с.
   

6 Марков, А.Л. Измерение зубчатых колес / А.Л. Марков. – Л.: Машиностроение, 1977. – 275 с.

---