Назначить и описать метод и средства для контроля (измерения) шероховатости поверхностей.

6.1. Контроль шероховатости поверхности 1 производится количествен-ным методом (тип производства детали – мелкосерийное производство, размер внутреннего диаметра поверхности 1 принимаем равным 30 мм). При использовании количественного метода измеряют значение параметров шероховатости с помощью различных приборов. Средство контроля поверхности 1 – профилометр (прибор для определения числовых значений Ra) мод. 283. Принцип действия прибора основан на преобразовании колебаний иглы (алмазная игла, установленная на щупе) с помощью механотронного преобразователя. Игла перемещается по контролируемой поверхности с постоянной скоростью. С механотрона сигнал подается на усилитель, линейный выпрямитель, интегратор и стрелочный показывающий прибор, шкала которого проградуирована в значениях параметра Ra. Профилометр мод. 283 имеет диапазон измерений Ra от 0,02 до 10 мкм, наименьший измеряемый диаметр цилиндра 6 мм при глубине 20 мм и 18 мм при глубине 130 мм [3, с. 184–187; 5, с. 199–203].

6.2. Контроль шероховатости поверхности 2 производится количествен-ным методом (тип производства детали – мелкосерийное производство, размер окружности впадин зубьев зубчатого колеса поверхности 2 принимаем равным 120 мм). Средство контроля поверхности 2 – профилограф-профилометр (прибор для регистрации координат профиля и определения числовых значений параметров шероховатости) мод. 252. Принцип работы прибора основан на ощупывании измеряемой поверхности алмазной иглой с малым радиусом закругления и преобразовании перемещений иглы с помощью различных датчиков в электрические параметры. Диапазон измерений параметра Rz от 0,02 до 250 мкм [3, с. 184–187; 5, с. 199–203].

4. РАСЧЕТ ПОСАДОК ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ

Задание выполняется в соответствии с вариантом, приведенным в [6, с.7–8; 7; приложение Л].

Исходные данные [7, с. 14, вариант 31, часть 3; приложение Л]:

– чертеж редуктора изображен в [7, рис. 4];

– номер позиции подшипника качения (обозначение) в [7, рис. 4] – 2;

– размер подшипника d×D – 15×32 мм;

– радиальная нагрузка, действующая на подшипник, – 2500 Н.

По справочникам [8, с. 121] или [9, с. 143] находим по двум размерам (d = 15 мм и D = 32 мм) ширину подшипника (В), радиус закругления колец (r) и условное обозначение подшипника.

Подшипник 7000102: d = 15 мм; D = 32 мм; В = 8 мм; r = 0,5 мм.

1. Устанавливаем вид нагружения каждого кольца подшипника.

Исходя из [7, с. 13, рис. 4, поз. 2] подшипник используется в цилиндрическом редукторе. Подшипник является одной из опор ведомого вала, на котором установлено зубчатое колесо. Согласно чертежу наружное кольцо подшипника воспринимает радиальную нагрузку, постоянную по направлению. Наружное кольцо установлено неподвижно. Значит, наружное кольцо воспринимает нагрузку ограниченным участком окружности дорожки качения и передает ее соответствующему ограниченному участку посадочной поверхности корпуса редуктора. Следовательно, характер нагружения кольца – местный.

Внутреннее кольцо подшипника вращается совместно с ведомым валом редуктора (внутреннее кольцо подшипника установлено неподвижно на ведомом валу), воспринимает радиальную нагрузку последовательно всей окружностью дорожки качения подшипника и передает ее последовательно всей посадочной поверхности вала. Следовательно, характер нагружения кольца – циркуляционный [10, с. 343, табл. 4.88].

2. Для кольца, имеющего циркуляционное нагружение (внутреннее кольцо подшипника), рассчитаем интенсивность радиальной нагрузки [10, с. 344].

где P_R – интенсивность радиальной нагрузки, кН;

F_r – радиальная реакция опоры на подшипник (радиальная реакция опоры на подшипник равна радиальной нагрузке, действующей на подшипник, то есть в рассматриваемом примере 2500 Н или 2,5 кН), кН;

b – рабочая ширина посадочного места (b = В – 2r), м;

k₁ – динамический коэффициент посадки, зависящий от характера нагрузки (при перегрузке до 150 %, умеренных толчках и вибрации k₁ = 1; при перегрузке до 300 %, сильных ударах и вибрации k₁ = 1,8). В нашем случае k₁ = 1;

k₂ – коэффициент, учитывающий степень ослабления посадочного натяга при полом вале или тонкостенном корпусе (при сплошном вале k₂ = 1);

k₃ – коэффициент неравномерности распределения радиальной нагрузки между рядами роликов в двухрядных конических роликоподшипниках или между сдвоенными шарикоподшипниками при наличии осевой нагрузки на опору. Для радиальных подшипников с одним наружным или внутренним кольцом k₃ = 1.

кН/м.

По [10, с. 348, табл. 4.90.1] выбираем поле допуска для вала ø15k6 (в таблице нет интервала диаметров d до 18 мм, принимаем интервал «Св. 18 до 80 мм» с допускаемыми значениями P_R – (300–1400) кН/м).

Полное обозначение размера вала .

Выбираем класс точности подшипника – 0.

Согласно [10, с. 345, табл. 4.89.1] при циркуляционном нагружении внутреннего кольца назначаем посадку внутреннего кольца подшипника и вала → (отклонения наружного и внутреннего диаметров подшипника в [10, с. 358–359, табл. 4.92]).

Для посадочного отверстия корпуса редуктора под наружное кольцо подшипника с местным нагружением назначаем поле допуска ø32Н7 (отверстие в корпусе разъемное [10, с. 347, табл. 4.89.2]).

Согласно [10, с. 345, табл. 4.89.1] при местном нагружении наружного кольца назначаем посадку отверстия корпуса редуктора и наружного кольца подшипника → .

3. Схемы расположения полей допусков колец подшипников и присоединительных поверхностей вала и корпуса.

3.1. – внутреннее кольцо подшипника с валом.

3.2. – отверстие корпуса редуктора с наружным кольцом подшипника.

4. Эскизы посадочных мест вала и корпуса.

4.1. Эскиз посадочного места вала.

4.2. Эскиз посадочного места корпуса редуктора.

Шероховатость поверхности вала, корпуса и допуски формы и расположения поверхности берутся из справочника [2; 10, с. 384, табл. 4.95] или из другой справочной литературы по подшипникам качения.

4.3. Обозначение на сборочном чертеже посадок подшипников качения.

4.4. Определяем допуск для знака «отклонение от круглости» (допуск составляет 30% от допуска размера подпункт 4.1):

Тd_15к6 = es – ei = 0,012 – 0,001 = 0,011 мм;

Т_о = 0,3Тd_15к6 = 0,3·0,011 = 0,0033 мм,

где Тd_15к6 – допуск размера ;

Т_о – допуск для знака «отклонение от круглости».

4.5. Определяем допуск для знака «отклонение профиля продольного сечения» (допуск составляет 60 % от допуска размера подпункт 4.1):

Т₌ = 0,6 Тd_15к6 = 0,6·0,011 = 0,0066 мм.

4.6. Допуск для знака «торцовое биение» (подпункт 4.1) принимаем равным допуску для знака «отклонение профиля продольного сечения»:

Т_↑ = Т₌ = 0,0066 мм.

4.7. Принимаем Т_о = 0,003 мм, Т₌ = Т_↑ = 0,006 мм (подпункт 4.1).

4.8. Определяем допуск для знака «отклонение от круглости» (допуск составляет 30% от допуска размера подпункт 4.2):

TD_32H7 = ES – EI = 0,025 – 0 = 0,025 мм;

Т_о = 0,3TD_32H7 = 0,3·0,025 = 0,0075 мм,

где TD_32H7 – допуск размера .

4.9. Определяем допуск для знака «радиальное биение» размера .

Отклонение от круглости, радиальное биение и полное радиальное биение составляют 30, 20 и 12 % допуска размера, поэтому принимаем допуск радиального биения равным допуску отклонения от круглости:

Т_↑ = Т_о = 0,0075 мм.

4.10. Принимаем Т_о = 0,007 мм, Т_↑ = 0,007 мм (подпункт 4.2).

5. НАЗНАЧЕНИЕ И ОБОСНОВАНИЕ ПОСАДОК

ШПОНОЧНОГО СОЕДИНЕНИЯ И ЕГО КОНТРОЛЬ

Задание выполняется в соответствии с вариантом, приведенным в [6, с. 9; 7; приложение Л].

Исходные данные [7, с. 17, вариант 45, часть 4]:

– чертеж редуктора изображен в [7, рис. 5];

– номер позиции шпонки (обозначение) в [7, рис. 5] – 15;

– номинальный размер соединения (ширина шпонки) – 12 мм;

– контролируемая деталь (контроль размеров шпоночного паза) – вал;

– метод контроля – комплексный.

По справочнику [10, с. 271, табл. 4.64] определяем основные размеры шпоночного соединения:

– ширина шпонки (b) – 12 мм;

– высота шпонки (h) – 8 мм;

– интервал размеров вала, соответствующий номинальному размеру шпонки 12х8 мм, – «Св. 38 до 44 мм» (принимаем диаметр вала d = 40 мм);

– глубина паза на валу (t₁) – 5 мм;

– глубина паза во втулке (t₂) – 3,3 мм;

– размер (d – t₁) – 35 мм (предельное отклонение размера – (–0,2) мм [9, с. 719, табл. 3]);

– размер (d + t₂) – 43,3 мм (предельное отклонение размера – (+0,2) мм [9, с. 719, табл. 3]);

– длину шпонки (l) принимаем равной размеру диаметра вала – 40 мм.

1. Устанавливаем и обосновываем тип шпоночного соединения.

Заданное шпоночное соединение применяется в коробке скоростей фрезерного станка [7, с. 16, рис. 5]. Производство фрезерных станков – серийное. По рекомендациям, приведенным в справочнике [10, с. 273, табл. 4.65], тип шпоночного соединения для серийного и массового производства соответствует нормальному соединению.

2. Назначаем поля допусков и квалитеты для деталей, входящих в соединение.

2.1. Ширина шпонки – 12 [10, с. 273, табл. 4.65].

2.2. Паз вала – 12 [10, с. 273, табл. 4.65].

2.3. Паз втулки – 12 [10, с. 273, табл. 4.65].

Примечание. Для определения верхнего и нижнего отклонений паза втулки с номинальным размером 12 мм необходимо допуск для интервала номинальных размеров «Св. 10 до 18 мм», приведенный в справочнике [2, с. 54, табл. 1.8] и обозначенный IT9, разделить пополам, то есть. ES= + IT9/2, EI= – IT9/2.

2.4. Схема полей допусков.

3. Вычерчиваем в масштабе (поперечный разрез) общий вид шпоночного соединения, вал и втулку с указанием номинального размера по ширине шпоночных пазов, основного отклонения, квалитета и предельных отклонений, а также шероховатости, допусков формы и расположения поверхностей.

4. Назначаем средства для контроля шпоночного паза вала.

4.1. Контроль шпоночных соединений в серийном и массовом производстве осуществляется специальными предельными калибрами – ширина паза вала и втулки (b) проверяется пластинами, имеющими проходную и непроходную стороны [10, с. 288].

4.2. Контроль глубины паза вала (размер t₁) осуществляется кольцевыми калибрами, имеющими стержень с проходной и непроходной ступенью [10, с. 289].

4.4. Определяем допуск для знаков «отклонение от симметричности» и «отклонение от параллельности» (допуск составляют 60 % от допуска размеров и ). Допуск размера : TD12JS9 = ES – EI = 0,0215 – (– 0,0215) = 0,043 мм. Допуск размера 12N9(–0,043): TD12N9 = ES – EI = 0 – (– 0,043) = 0,043 мм. Допуск для знаков «отклонение от симметричности» и «отклонение от параллельности»: Т÷ = Т= = 0,6TD12JS9 = 0,6·0,043 = 0,0258 мм. Принимаем Т÷ = Т= = 0,025 мм (см. чертеж шпоночного соединения).

6. НАЗНАЧЕНИЕ ПОСАДОК ШЛИЦЕВЫХ СОЕДИНЕНИЙ И ИХ КОНТРОЛЬ

Задание выполняется в соответствии с вариантом, приведенным в [6, с. 9–11; 7; приложение Л].

Исходные данные [7, с.14, вариант 31, часть 5]:

– чертеж редуктора изображен в [7, рис. 4];

– номер позиции вала со шлицами (обозначение) в [7, рис. 4] – 11;

– размер шлицевого соединения z×d×D по ГОСТ 1139-80 – 8×42×46 мм;

– средства контроля: деталь – вал; метод – комплексный.

По справочнику [10, с. 290, табл. 4.71] определяем, к какому типу соединений относится наше прямобочное шлицевое соединение в зависимости от передаваемого крутящего момента.

8×42×46 – относится к легкой серии, ширина шлица b = 8 мм.

1. Назначаем метод центрирования соединения.

Согласно [7, с. 13, рис. 4, поз. 11] вал предназначен для передачи больших крутящих моментов. По рекомендациям, приведенным в справочнике [10, с. 292], выбираем центрирование по боковым поверхностям зубьев (b). Подвижность шлицевого соединения – неподвижное [10, с. 293].

2. Назначаем посадки по центрирующим и нецентрирующим элементам соединения.

Посадка для центрирующих элементов b (по боковой стороне зубьев) – [10, с. 294, табл. 4.74].

Посадка для нецентрирующих элементов D (по наружному диаметру) – [10, с. 293].

Посадка для нецентрирующих элементов d (по внутреннему диаметру) – [10, с. 295, табл. 4.75].

3. Строим схемы расположения полей допусков шлицевых деталей по соединяемым элементам.

3.1. Схема полей допусков для паза и зуба (b):

S_макс = ES – ei = 0,035 – (– 0,0075) = 0,0425 мм.

S_мин = EI – es = 0,013 – 0,0075 = 0,0055 мм.

3.2. Схема полей допусков для наружного диаметра вала и отверстия втулки (D):

S_макс = ES – ei = 0,25 – (– 0,48) = 0,73 мм.

S_мин = EI – es = 0 – (– 0,32) = 0,32 мм.

3.3. Схема полей допусков для внутреннего диаметра вала и отверстия (d):

S_макс = ES – ei = 0,16 – (– 0,48) = 0,64 мм.

S_мин = EI – es = 0 – (– 0,32) = 0,32 мм.

4. Вычерчиваем чертеж шлицевого соединения и наносим на нем условное обозначение соединения по ГОСТ 1139-80.

5. Выбираем средства для контроля шлицевого вала.

Шлицевые соединения контролируют комплексными проходными калибрами и комплектом непроходных калибров для каждого из элементов шлицевой втулки и шлицевого вала. Контроль шлицевого вала комплексным калибром достаточен в одном положении без перестановки калибра. Вал считается годным, если комплексный калибр-кольцо проходит, а диаметр и толщина зуба не выходят за установленный нижний предел [5, с. 339; 10, с. 296].

Комплексный калибр-кольцо

6. Определяем допуск для знака «отклонение от симметричности» на размеры и (см. чертеж шлицевого соединения).

Допуск размера : TD_8F8 = ES – EI = 0,035 – 0,013 = 0,022 мм.

Допуск размера : Td_8js7 = es – ei = 0,0075 – (– 0,0075) = 0,015 мм.

Допуск для знака «отклонение от симметричности» составляет 60 % допуска размера.

Допуск для знака «отклонение от симметричности» размеров 8F8 и 8js7:

Т_÷8F8 = 0,6TD_8F8 = 0,6·0,022 = 0,0132 мм;

Т_÷8js7 = 0,6Td_8js7 = 0,6·0,015 = 0,009 мм.

7. РАСЧЕТ ТОЧНОСТИ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС И ИХ КОНТРОЛЬ

Задание выполняется в соответствии с вариантом, приведенным в [6, с.13– 16; 7; приложение Л].

Исходные данные [7, с. 15, вариант 31, часть 8]:

– чертеж редуктора изображен в [7, рис. 4];

– номер позиции шестерни (обозначение) в [7, рис. 4] – 6,

число зубьев Z₆ = 16;

– номер позиции колеса (обозначение) в [7, рис. 4] – 7,

число зубьев Z₇ = 96;

– модуль m = 2 мм;

– угол наклона зубьев β_д = 0º;

– температура колеса t₁ = 35 ºC;

– температура корпуса t₂ = 20 ºC;

– окружная скорость V = 15 м/с.

1. Устанавливаем, к какой группе по эксплуатационному назначению относится зубчатая передача.

Согласно классификации, приведенной в методических указаниях [6, с. 13–14], и рекомендациям справочника [10, с. 425, табл. 5.12], зубчатая передача по эксплуатационному назначению относится ко второй группе – скоростные (окружная скорость V до 15 м/с для прямозубых колес). Основной эксплуатационный показатель передачи – плавность работы, то есть отсутствие циклических погрешностей, многократно повторяющихся за оборот колеса.

2. Устанавливаем степень точности зубчатых колес по нормам кинематической точности, плавности и контакта зубьев.

2.1. Согласно данным, приведенным в справочнике [10, с. 425, табл. 5.12], при окружной скорости V до 15 м/с степень точности зубчатых колес по плавности работы – 6 (высокоточные, то есть зубчатые колеса для плавной работы на высоких скоростях, требующих наиболее высокого КПД и бесшумности).

2.2. В примечании [10, с. 427, табл. 5.12, примечание обозначено знаком – **] даны рекомендации для выбора степени по нормам кинематической точности – степень по нормам кинематической точности может быть на одну степень грубее степени точности по плавности. Принимаем степень по нормам кинематической точности – 7.

2.3. Выбор показателя точности по нормам контакта зависит от величины коэффициента осевого перекрытия, который определяется по формуле:

,

где B_w – рабочая ширина венца зубчатого колеса, мм;

β_д – угол наклона зубьев, град.;

m – модуль зубчатого колеса (нормальный), мм.

Рабочую ширину венца зубчатого колеса определяем следующим образом:

в [7, рис. 4] указан размер диаметра вала, обозначенный поз. 1 (в [7, с. 14, вариант 31, часть 1; приложение Л] приведен номинальный размер соединения (d или d₁)), d = 20 мм;

– измеряем линейкой размер вала на чертеже – 11 мм;

– находим масштаб чертежа – 20/11;

– измеряем линейкой ширину зубчатого колеса поз. 6 – 11 мм;

– находим истинный размер ширины колеса – B_w = (20/11)·11 = 20 мм

Согласно рекомендациям, приведенным в справочнике [10, с. 411, табл. 5.6], для передачи с коэффициентом ε_β < 1,25 и m > 1 мм степени точности по нормам контакта – 3–12. Выбираем степень точности по нормам контакта при ε_β ≤ 1,25 на одну степень грубее норм плавности (рекомендации приведены [6, с. 14]) – 7.

2.4. Выбираем контролируемые показатели для назначенных степеней точности (плавности работы, кинематической точности и контакта зубьев) и числовые значения допусков показателей.

2.4.1. Для 6 степени точности по плавности работы из [10, с. 410, табл. 5.5] выбираем контролируемый показатель – f’_ir (местная кинематическая погрешность зубчатого колеса). По [10, с. 415–417, табл. 5.9] определяем допуск на местную кинематическую погрешность колеса – f’_i.

Допуск f’_i зависит от размера делительного диаметра колеса.

Определяем размер делительного диаметра зубчатого колеса:

d = m∙Z₇ = 2∙96 = 192 мм.

Допуск на местную кинематическую погрешность колеса для 6 степени точности при m ≥ 1 и d = 192 мм равен 20 мкм (f’_i = 20 мкм, т. е. наибольшая разность между местными соседними максимальными и минимальными значениями кинематической погрешности зубчатого колеса за один оборот не должна превышать 20 мкм).

2.4.2. Для 7 степени точности по кинематической точности из [10, с. 409, табл. 5.4] выбираем контролируемый показатель – F_pr (накопленная погрешность шага по зубчатому колесу). По [10, с. 413–414, табл. 5.8] определяем допуск на накопленную погрешность шага зубчатого колеса – F_p.

Допуск на накопленную погрешность шага зубчатого колеса для 7 степени точности при m ≥ 1 и d = 192 мм равен 63 мкм (F_p = 63 мкм, т. е. наибольшая алгебраическая разность значений накопленных погрешностей в пределах зубчатого колеса не должна превышать 63 мкм).

2.4.3. Для 7 степени точности по нормам контакта зубьев из [10, с. 411, табл. 5.6] выбираем контролируемый показатель – F_βr (погрешность направления зуба). По [10, с. 418–419, табл. 5.10] определяем допуск погрешности направления зуба – F_β.

Допуск погрешности направления зуба для 7 степени точности при m ≥ 1 и ширине зубчатого венца B_w = 20 мм равен 11 мкм (F_β = 11 мкм, т.е. расстояние между двумя ближайшими друг к другу номинальными делительными линиями зуба в торцевом сечении, между которыми размещается действительная делительная линия зуба, соответствующая рабочей ширине зубчатого колеса, не должно превышать 11 мкм).

3. Рассчитываем гарантированный боковой зазор в передаче.

Боковой зазор в передаче, необходимый для компенсации температурных деформаций и размещения смазочного материала, определяется по формуле [5, с. 317]:

j_{n min}= V_см + a_w(α₁Δt₁º – α₂Δt₂º)2sinα,

где V_см – толщина слоя смазочного материала между зубьями, мм;

a_w – межосевое расстояние, мм;

α₁ – температурный коэффициент линейного расширения материала колеса, ºС^-1 (для стального колеса α₁ = 11,5·10^-6 ºС^-1);

α₂ – температурный коэффициент линейного расширения материала корпуса редуктора, ºС^-1 (для чугунного корпуса α₂ = 10,5·10^-6 ºС^-1);

Δt₁º – отклонение температуры колеса от 20 ºС;

Δt₂º – отклонение температуры корпуса редуктора от 20 ºС;

α – угол профиля исходного контура, град. (α = 20º).

Толщина слоя смазочного материала в мм определяется по формуле:

V_см = (0,01– 0,03)m,

где 0,01 – для тихоходных передач;

0,03 – для быстроходных передач.

Принимаем 0,03, так как наша передача скоростная.

V_см = 0,03·2 = 0,06 мм.

Межосевое расстояние определяется по формуле:

мм.

Отклонение температуры колеса от 20 ºС:

Δt₁º = 35 – 20 = 15 ºС.

Отклонение температуры корпуса редуктора от 20 ºС:

Δt₂º = 20 – 20 = 0.

Гарантированный боковой зазор в передаче:

j_{n min} = 0,06 + 112·(11,5·10^-6·15 – 10,5·10^-6·0)·2·sin20º = 0,073 мм.

Определяем вид сопряжения по [10, с. 433–434, табл. 5.17]. Для зубчатого колеса с m ≥ 1 мм, a_w = 112 мм и j_{n min} = 0,073 мм (73 мкм) – вид сопряжения С.

Выбираем показатель, обеспечивающий гарантированный боковой зазор по [10, с. 433, табл. 5.16] – f_ar (отклонение межосевого расстояния).

По виду сопряжения определяем предельные отклонения межосевого расстояния ± f_a [10, с. 434, табл. 5.17]:

a_w = 112 ± f_a = (112 ± 0,045) мм.

4. Схемы измерения всех назначенных параметров [5, с. 327-330].

4.1. Местная кинематическая погрешность зубчатого колеса может быть проконтролирована на приборах для измерения кинематической точности, в частности путем определения ее гармонической составляющей – наибольшей разности между местными соседними максимальными и минимальными значениями кинематической погрешности зубчатого колеса за один оборот. Кинематическую погрешность зубчатых колес 1 и 6 (одно из колес образцовое, а другое проверяемое) контролируют на приборах со стеклянными лимбами 2 и 5, имеющими радиальные штрихи с ценой деления 2'. Перемещение штрихов вызывает импульсы тока в фотодиодах. Сдвиг фаз импульсов, вызванный кинематической погрешностью в зубчатой паре и несогласованностью вращения зубчатых колес, определяется фазомером 3 и записывающим самописцем 4.

4.2. Накопленную погрешность шага можно проконтролировать на приборе, схема которого приведена ниже. При непрерывном вращении зубчатого колеса 5 в электронный блок 2 поступают импульсы от кругового фотоэлектрического преобразователя 4, установленного на одной оси с измерительным колесом, выдающего командный импульс при заданном положении зуба. При появлении командного импульса самописец 3 фиксирует ординату погрешности шага колеса.

4.3. Измерение погрешности направления зуба прямозубых колес осуществляется на приборах, у которых существует каретка с точными продольными направляющими и измерительный наконечник перемещается вдоль оси измеряемого колеса.

1 – стол с продольным перемещением совместно с проверяемым колесом; 2 – поперечная каретка; 3 – шпиндель; 4 – проверяемое колесо; 5 – измерительный узел; 6 – микроскоп; 7 – линейка, которую можно точно устанавливать на заданный угол.

4.4. Измерение колебаний межосевого расстояния за один оборот в двухпрофильном зацеплении можно выполнить на приборе МЦ-400 для измерения межосевого расстояния. На оправки 4 и 5 насаживают контролируемое 6 и образцовое 3 зубчатые колеса. Оправка 5 расположена на неподвижной каретке 7, положение которой может изменяться лишь при настройке на требуемое межцентровое расстояние. Оправка 4 расположена на неподвижной каретке 2, которая поджимается пружиной так, что зубчатая пара 3–6 находится всегда в плотном соприкосновении по обеим сторонам профилей зубьев. При вращении зубчатой пары вследствие неточностей ее изготовления измерительное межосевое расстояние измеряется, что фиксируется отсчетным или регистрирующим прибором 1.

5. Выполняем рабочий чертеж зубчатого колеса [10, с. 451]. Правила выполнения чертежей цилиндрических зубчатых колес по ГОСТ 2.403-75 (конструкция и форма колеса должна соответствовать заданию).

Наружный диаметр зубчатого колеса определяется по формуле:

d_нар = mZ₇ + 2m = 2·96 + 2·2 = 196 мм.

Определение размеров шпоночного соединения приведено в задаче 5 на с. 24–27 данных методических указаний (назначение и обоснование посадок шпоночного соединения, и его контроль). Если шлицевое соединение – в задаче 6 на с. 28–31.

Радиальное биение зубчатого колеса берется 12 , 20 или 30 % от допуска на наружный диаметр зубчатого колеса (по усмотрению студента). Допуск торцевого биения зубчатого колеса берется 25, 40 или 60 % от допуска на размер ширины колеса (по усмотрению студента).

6. Определяем допуск для знака «радиальное биение» от допуска размера .

Допуск размера :

Td_196h12 = es – ei = 0 – (– 0,46) = 0,46 мм.

Допуск для знака «радиального биения»

Т_↑ = 0,3Td_196h12 = 0,3·0,46 = 0,138 мм.

7. Определяем допуск для знака «торцовое биение» от допуска размера .

Допуск размера :

Td_20h14 = es – ei = 0 – (– 0,52) = 0,52 мм.

Допуск для знака «торцовое биения»:

Т_↑ = 0,3Td_20h14 = 0,3·0,52 = 0,13 мм.

8. Определяем допуск для знака «отклонение от симметричности» от допуска размера .

Допуск размера :

TD_6D10 = ES – EI = 0,078 – 0,03 = 0,048 мм.

Допуск для знака «отклонение от симметричности»:

T_÷ = 0,4TD_6D10 = 0,4·0,048 = 0,0192 мм.

9. Принимаем (см. чертеж зубчатого колеса):

допуск для знака «радиальное биение» Т_↑ = 0,13 мм;

допуск для знака «торцовое биение» Т_↑ = 0,13 мм;

допуск для знака «отклонение от симметричности» T_÷ = 0,019 мм.

8. РАСЧЕТ ДОПУСКОВ РАЗМЕРОВ, ВХОДЯЩИХ В РАЗМЕРНЫЕ ЦЕПИ

Задание выполняется в соответствии с вариантом, приведенным в [6, с. 16–21; 7, с. 34–50; 11; приложение М].

Исходные данные (выбираются согласно примечанию [6, с. 19–21, табл. 2 и 3]):

– номер рисунка [7, с. 49, рис. 15];

– диаметр d = 25 мм;

– размер замыкающего звена (исходного А_○) ;

– допуск замыкающего звена ТА_Δ = 0,8 мм

(ТА_Δ = ES – EI = 1,1 – 0,3 = 0,8 мм).

1. Выявляем размерную цепь и чертим чертеж сборочной единицы с постановкой размеров, входящих в размерную цепь.

2. Составляем схему размерной цепи и обозначаем ее звенья, выявляем увеличивающие (обозначаем стрелкой вправо) и уменьшающие звенья (обозначаем стрелкой влево).

Общее число звеньев размерной цепи – 11.

Увеличивающие звенья – А₁, А₂, А₃ (обозначение звеньев на схеме согласно рекомендациям [11, с. 6–7]).

Уменьшающие звенья – А₄, А₅, А₆, А₇, А₈, А₉, А₁₀.

Замыкающее звено – А_Δ.

3. Выявляем размеры звеньев размерной цепи.

В исходных данных приведен размер d = 25 мм. В [7, с. 49, рис. 15; приложение М] линейкой измеряем размер d (размер на рисунке d_р = 12,5 мм).

3.1. Определяем масштаб (М₁), в котором выполнен рисунок,

М₁ = d/d_р = 25/12,5 = 2.

Чертеж сборочной единицы

3.2. Определяем номинальные линейные размеры звеньев А₂, А₄, А₆, А₇, А₈, А₁₀ (измеряем каждое звено линейкой, полученный размер (А_р) умножаем на масштабный коэффициент М₁ (А_j = А_рj·М₁)).

Получаем А₂ = 244 мм, А₄ = 20 мм, А₆ = 63 мм, А₇ = 32 мм, А₈ = 63 мм, А₁₀ = 20 мм.

3.3. Определяем номинальные линейные размеры звеньев А₅ и А₉ (ширина подшипника качения). Методика определения линейных размеров приведена в п. 3.2:

А₅ = А₉ = 25 мм.

Предельные отклонения стандартных изделий (подшипников качения) приведены в [6, с. 21, табл. 4; приложение К]:

А₅ = А₉ = 25_{– 0,12 мм;}

ТА₅ = ТА₉ = 0,12 мм.

3.4. Определяем номинальные линейные размеры звеньев А₁ и А₃ (толщина прокладки).

Размеры и предельные отклонения стандартных изделий (толщина прокладки) приведены в [6, с. 21, табл. 4; приложение К]:

А₁ = А₃ = 2_{– 0,1 мм;}

ТА₁ = ТА₃ = 0,1 мм.

3.5. При определении номинальных размеров звеньев необходимо помнить, что сумма номинальных размеров увеличивающих звеньев всегда должна равняться сумме номинальных размеров уменьшающих звеньев:

где А_jув – j-е увеличивающее звено, мм;

А_iум – i-е уменьшающее звено, мм;

n – число увеличивающих звеньев (в нашем примере n = 3);

m – число уменьшающих звеньев (в нашем примере m = 7).

А₁ + А₂ + А₃ = А₄ + А₅ + А₆ + А₇ + А₈ + А₉ + А₁₀ + А_Δ.

2 + 244 + 2 = 20 + 25 + 63 + 32 + 63 + 25 + 20 + 0.

248 мм = 248 мм.

4. Решаем размерную цепь способом одного квалитета методом полной взаимозаменяемости.

Примечание. Решать размерную цепь для всех вариантов способом одного квалитета методом полной взаимозаменяемости.

4.1. Для каждого звена размерной цепи определяем единицу допуска.

4.1.1. А₄ = А₁₀ = 20 мм – интервал номинальных размеров «Св. 18 до 30 мм» [2, с. 49, табл. 1.6]:

где D_нмакс – номинальный размер, равный конечному размеру интервала, мм;

D_нмин – номинальный размер, равный начальному размеру интервала, мм;

i₄, i₁₀ – единица допуска, мкм.

мм.

мкм.

4.1.2. А₇ = 32 мм – интервал номинальных размеров «Св. 30 до 50 мм»:

мм.

мкм.

4.1.3. А₆ = А₈ = 63 мм – интервал номинальных размеров «Св. 50 до 80 мм»:

мм.

мкм.

4.1.4. А₂ = 244 мм – интервал номинальных размеров «Св. 180 до 250 мм»:

мм.

мкм.

5. Определяем среднее значение числа единиц допуска, приходящегося на каждое звено, при этом учитываем, что на стандартные детали (подшипники, прокладки) уже назначены допуски и предельные отклонения.

Величина допуска каждого составляющего размера (звена) определяется выражением [11, с. 10–12]:

ТА_j = а_j·i_j,

где а_j – число единиц допуска соответствующего звена размерной цепи;

i_j – единица допуска, мм.

Так как по условию задачи принято одинаковое число единиц допуска для каждого звена, то среднее число единиц допуска для каждого звена обозначим а_ср, т. е. а_j = а_ср. Тогда допуск замыкающего звена определяется выражением:

Так как допуски подшипников и прокладок нам заданы, то уравнение приобретает вид:

Допуски ТА_Δ, ТА₅, ТА₉, ТА₁, ТА₃ подставляются в вышеприведенное уравнение в мкм.

6. Определяем квалитет точности по найденному а_ср и назначаем по этому квалитету на все звенья, кроме одного (регулирующего звена), допуски и предельные отклонения.

6.1. По [2, с. 52–55, табл. 1.8] определяем, что а_ср = 33,36 находится между 8 и 9 квалитетами (число единиц допуска в допуске 8 квалитета – 25, число единиц допуска в допуске 9 квалитета – 40).

Принимаем меньшую величину (25 единиц допуска). Следовательно, принимаем 8 квалитет.

6.2. Назначаем допуски на соответствующие звенья размерной цепи, кроме звена А₆ (данное звено будет регулирующим) [2, с. 52, табл. 1.8]:

Не нашли, что искали? Воспользуйтесь поиском по сайту: