МIНIСТЕРСТВО ОСВIТИ І НАУКИ УКРАΪНИ

ДОНЕЦЬКИЙ НАЦIОНАЛЬНИЙ ТЕХНIЧНИЙ УНИВЕРСИТЕТ

КУРСОВИЙ ПРОЕКТ

з дисципліни «Взаємозамінність, стандартизація та технічні вимірювання»

за темою: “Розмірний аналіз складальної одиниці”

ПК.04.29.07.00.00.000

Виконавець:

студент гр. МС – 05н Князев Я.И.

Консультант Лукичев А.В.

Нормоконтролер Сулейманов С.Л.

Донецьк 2008

РЕФЕРАТ

Курсова робота: 30 сторінок, 13 рисунків, 3 таблиці,

9 посилань, 1 додаток.

Об’єкт роботи: складальна одиниця.

Мета роботи: розробити й обґрунтувати технічні вимоги до складальної одиниці.

Приведено технічний опис складальної одиниці, технічні вимоги до неї; зроблене обґрунтування і вибір посадок гладких циліндричних з'єднань, підшипників кочення, шпонкових, різьбових з’єднань; зроблений розмірний аналіз складальної одиниці; приведене обґрунтування технічних вимог до деталей складальної одиниці; приведені вибір і розрахунок калібрів для контролю гладкого циліндричного з'єднання й обрані універсальні вимірювальні засоби для контролю розмірів валу; обраний комплекс показників і приладів для контролю точності зубчастого колеса.

КАЛІБР, ДОПУСК, ВІДХИЛЕННЯ, ПОСАДКА, НАТЯГ, ЗАЗОР, ТЕХНІЧНІ ВИМОГИ, РОЗМІР, З'ЄДНАННЯ.

ЗМІСТ

ВСТУП

1. ТЕХНІЧНИЙ ОПИС СКЛАДАЛЬНОЇ ОДИНИЦІ

2. ВИХІДНІ ДАНІ

3. ТЕХНІЧНІ ВИМОГИ ДО СКЛАДАЛЬНОЇ ОДИНИЦІ

4. ОБҐРУНТУВАННЯ І ВИБІР ПОСАДОК

1. Посадки гладких циліндричних з'єднань

2. Посадки підшипників кочення

3. Посадки шпонкових з'єднань

4. РОЗМІРНИЙ АНАЛІЗ СКЛАДАЛЬНОЇ ОДИНИЦІ

5. ОБҐРУНТУВАННЯ ТЕХНІЧНИХ ВИМОГ ДО ДЕТАЛЕЙ

   1. Тихохідний вал.

6.2 Зубчасте колесо

4. КОНТРОЛЬ РОЗМІРІВ ДЕТАЛЕЙ

7.1 Вибір універсальних вимірювальних засобів

7.2 Розрахунок розмірів калібрів для гладкого циліндричного з'єднання

4. КОНТРОЛЬ ТОЧНОСТІ ЗУБЧАСТОГО КОЛЕСА

ВИСНОВКИ

ПЕРЕЛІК ПОСИЛАНЬ

ВСТУП

Прискорення соціально-економічного розвитку держави передбачає всіляку інтенсифікацію виробництва на основі науково-технічного прогресу. Останнім часом значно збільшився випуск нових видів машин і приладів, що відповідають сучасним вимогам. Це стало можливим не тільки за рахунок удосконалювання їхньої конструкцій і технології виготовлення, але й у результаті широкого використання внутрішньогалузевої і міжгалузевої спеціалізації на основі уніфікації і стандартизації виробів, агрегатів і деталей, застосування методів комплексної і випереджальної стандартизації, упровадження системи керування якістю й атестації продукції, системи технологічної підготовки виробництва.

При проектуванні нових сучасних машин і механізмів конструктор постійно користається стандартами. Застосовуючи сучасні стандарти, розроблювач закладає в технологічну документацію новітні досягнення науки і техніки з метою створення економічних і технічно досконалих конструкцій.

Виконання даної курсової роботи сприяє закріпленню теоретичних знань з дисципліни «Взаємозамінність, стандартизація і технічні виміри» і практичному опануванню діючих стандартів.

1 ТЕХНИЧЕСКОЕ ОПИСАНИЕ СБОРОЧНОЙ ЕДИНИЦЫ

Промежуточный вал поз. 1 сборочной единицы (рис.1) предназначен для передачи крутящего момента к третьему валу редуктора. Передача вращения осуществляется через цилиндрическую косозубую передачу (вал - зубчатое колесо поз.2).

Шестерня поз.3 Изготавливается съемной.

Опоры вала — роликоподшипники радиально-упорные № 7305 0-го класса точности нагружены радиальной и осевой нагрузкой.

Для фиксации наружных колец подшипников в корпусе редуктора — привертные крышки, которые обеспечивают защиту от попадания пыли.

Сборка вала производится в следующей последовательности: на вал надевается коническое зубчатое колесо поз.2, затем дистанционное кольцо поз.4, косозубая шестерня поз.3, дистанционное кольцо поз.5. После чего поочередно напрессовываются подшипники поз.6 и 7. После этого вал устанавливается в редуктор с регулировкой осевой игры с помощью набора прокладок привертными крышками поз.8 и 9.

Рисунок 1.- Сборочная единица (промежуточный вал редуктора)

2 ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

Тип производства – единичное.

Передаваемый крутящий момент – 0,0722·10³ Н*м.

Частота вращения вала n =576 об/мин.

Параметры шестерни: m _n = 3 мм; z = 18 ; β = 10,73⁰;

d =54,96 мм; a _w = 200 мм.

Нагрузки, действующие на подшипниковые опоры:

R_A = 2446 Н; R_B = 1173 Н.

3 ТЕХНИЧЕСКИЕ ТРЕБОВАНИЯ К СБОРОЧНОЙ ЕДИНИЦЕ

Назначаем в зависимости от окружной скорости степень точности косозубой шестерни поз. 3 и вала 1 [2, с. 330, табл. 5.12]:

— 9 степень точности.

где v — окружная скорость передачи, м/с;

d — диаметр делительной окружности, мм;

n — частота вращения, мин–1.

Определяем величину бокового зазора и назначаем вид сопряжения для шестерни поз. 3. Для этого рассчитываем минимальный необходимый боковой зазор в зубчатом зацеплении [2, c. 349 ]:

J_{n min} ≥ ν + a_w (α₁*Δt₁ – α₂*Δt₂ )·2 sinα_w,

где ν – боковой зазор для размещения слоя смазки

ν = 0,01 m_n = 0,01·3 = 0,030 мм = 30 мкм;

a_w – межосевое расстояние быстроходной ступени;

Δt₁, Δt₂ – разность между рабочей температурой материала зубчатого колеса и корпуса и стандартной нормальной температурой соответственно (Δt₁= 60º-20º = 40ºС; Δt₂ = 30º - 20º = 10ºС);

α₁, α₂ – коэффициенты теплового линейного расширения материала зубчатого колеса и корпуса соответственно ( α₁ = 12*10^-6 мм / ºС,

α₂ = 10*10^-6 мм/ºС) [ 3, c.188, табл. 1.62],

α _w – угол профиля исходного профиля зуба (α _w = 20º ).

J_{n min} ≥ 0,030 + 200 (12·10^─6*40 −10∙10⁻⁶*10)∙2 sin20˚ = 0,082 мм = 82 мкм

По [2, с. 336, табл. 5.17] назначаем вид сопряжения C, который обеспечит минимальный боковой зазор в зацеплении:

J_{n min} = 115 мкм > 82 мкм

Предельное отклонение межосевого расстояния:

f_a = мм = мкм

В процессе эксплуатации зубчатая передача должна работать плавно, без шума.

Для нормальной работы узла необходимо обеспечить осевую игру – осевое перемещение подшипника из одного крайнего положения в другое. Принимаю осевую игру равной 0,04…0,07 мм [4, с. 167, табл. 13].

4 ОБОСНОВАНИЕ И ВЫБОР ПОСАДОК

4.1 Посадки гладких цилиндрических соединений

Назначаем посадку глухой крышки подшипникового узла в корпус по рекомендациям [6, с.100 ]: — посадка с зазором — предназначена для подвижных соединений, не требующих точности перемещения, и для неподвижных грубоцентрированных соединений. Проведем анализ посадки.

Æ62H7 ES = +0,030 мм; EI = 0 мм [5, с. 76];

Æ62d10 es = –0,100 мм; ei = –0,220 мм [5, с. 70].

Определяем минимальный S_min и максимальный зазор в соединении S_max , мм:

S_min = EI – es = 0 – (–0,100) = 0,100 мм;

S_max = ES – ei = 0,030 – (–0,220) = 0,250 мм.

Допуск посадки T_S , мм:

T_S = S_max – S_min = 0,250 – 0,100 = 0,150 мм.

Рисунок 3.- Схема полей допусков соединения

Назначаем посадку косозубой шестерни (поз 3) на вал по рекомендациям [6, с.66 ]: — посадка с натягом. Проведем анализ посадки.

Æ25H7 ES = +0,021 мм; EI = 0 мм [5, с. 76];

Æ25r6 es = 0,041 мм; ei = 0,028 мм [5, с. 70].

Определяем минимальный N_min и максимальный натяг в соединении N_max , мм:

N_min = ei – ES = 0,028 – 0,021 = 0,007 мм;

N_max = es – EI = 0,041 - 0 = 0,041 мм.

Допуск посадки T_S , мм:

T_S = N_max – N_min = 0,041 – 0,007 = 0,034 мм.

Рисунок 3.- Схема полей допусков соединения

Назначаем посадку зубчатого колеса на вал по рекомендациям [6, с.66 ]: — посадка с натягом. Анализ посадки аналогичен предыдущей.

Назначаем посадку дистанционного кольца на вал по рекомендации [6, с.91]. Так как выбор полей допусков отверстия и вала ничем не обусловлен, то назначаю посадку с гарантированным зазором , .

Эта посадка обеспечивает беспрепятственную установку дистанционного кольца на вал.

Предельные отклонения для обеих посадок одинаковы:

отверстия Æ28D9 ES = +0,117 мм; EI = +0,065 мм [5, с. 76];

вала Æ28j_s6 es = + 0,0065 мм; ei = - 0,0065 мм [5, с.70].

Предельные зазоры в соединении:

S_min = EI – es = 0,065 – 0,0065 = 0,0585 мм;

S_max = ES – ei = 0,117 – (–0,0065) = 0,1235 мм.

Допуск посадки T_S , мм:

T_S = S_max – S_min = 0,1235 – 0,0585 = 0,065 мм.

Рисунок 5.- Схема полей допусков соединения

4.2 Посадки подшипников качения

В качестве опор промежуточного вала редуктора выбраны роликовые радиально-упорные конические подшипники 0-го класса точности № 7305 ГОСТ 27365-87 (рисунок 6).

Рисунок 6. – Подшипник роликовый радиально-упорный конический № 7305

Основные геометрические параметры подшипника [4, с.481]:

d = 25 мм, D = 62 мм, Т = 18,25 мм, r = 2 мм , r₁ = 0,8 мм.

Предельные отклонения размеров колец подшипников определяем по [2, с.273, 276 ]:

D: Ø 62_-13;

d: Ø 25_-10 ;

Т: Ø 18,25 _{– 0,200} .

Выбор посадок подшипников зависит от их типа и размера, условий эксплуатации, величины и направления действующих на них нагрузок, характера нагружения колец. Внутренне кольцо подшипника нагружено циркуляционно, а наружное местно.

Посадки колец подшипников назначаем по методике, изложенной в [2, с.285].

Определяю интенсивность радиальной нагрузки на посадочной поверхности внутреннего кольца подшипника:

где F_r – радиальная нагрузка на подшипник, Н;

b - рабочая ширина кольца подшипника, см

b = B – r – r₁ = 17 –2-0,8 = 14,2 мм = 0,0142 м;

k₁ – динамический коэффициент посадки (в условиях нормальной работы без перегрузок, толчков и вибраций k₁ = 1);

k₂ - коэффициент, учитывающий степень ослабления посадочного натяга ( при сплошном вале принимаю k₂ = 1);

k₃ – коэффициент неравномерности распределения радиальной нагрузки между рядами тел качения (для подшипников однорядных принимаю k₃ = 1).

По рассчитанной интенсивности радиальной нагрузки назначаю поле допуска для вала [2, с.287, табл.4.92]: Ø25 j_s6. В результате получили посадку внутреннего кольца подшипника на вал: Ø25 .

Назначаю поле допуска для отверстия в корпусе редуктора под подшипник [2, с.287, табл.4.92]: Ø62 K7. В результате получили посадку наружного кольца подшипника в корпус: Ø62 .

Проанализируем назначенные посадки.

Соединение Ø25 - переходная посадка.

Предельные отклонения внутреннего кольца подшипника Ø25 L0:

ES = 0мм; EI = - 0,012 мм.

Предельные отклонения вала Ø25 j_s6:

es = + 0,0065 мм; ei = - 0,0065 мм.

Предельные значения натяга и зазора в соединении:

N _max = 0,0065 – (-0,012) = 0,0185 мм;

S _max = 0 – (- 0,0065) = 0,0065 мм.

Допуск посадки: T _N = 0,0065 + 0,0185 = 0,025 мм.

Рисунок 8.- Схема полей допусков соединения Ø25 Соединение Ø62 - переходная посадка

Предельные отклонения отверстия в корпусе Ø62 K7:

ES = + 0,009 мм; EI = - 0,021 мм.

Предельные отклонения внутреннего кольца подшипника Ø62 l0:

es = 0 мм; ei = - 0,015 мм.

Предельные значения зазора в соединении:

N _max = 0 – (-0,021) = 0,021 мм;

S _max = 0,009 – (- 0,015) = 0,024 мм.

Допуск посадки:

T _S = 0,021 + 0,024 = 0,045 мм.

Рисунок 9.- Схема полей допусков соединения Ø62

4.3 Посадки шпоночных соединений

Для шпоночных соединений (шпонка b x h х l = 8 х 7 х 30, 8 х 7 х 60 мм ГОСТ 23360-78) принимаю для единичного производства нормальное соединение [2, с.237, табл.4.65].

Соединения шпонок с валом: ;

Соединения шпонок со втулками: ;

Проанализируем эти посадки.

Предельные отклонения ширины пазов на валах: ^;.

Предельные отклонения ширины пазов во втулках: .

Предельные отклонения ширины шпонок:

Посадка шпонки на вал ; - переходная.

Предельные значения зазоров и натягов в соединениях:

S_max = ES – ei = 0 – (- 0,036) = 0,036 мм;

N_max = es – EI = 0 – (- 0,036) = 0,036 мм.

Допуск посадки:

T_S,N = S_max + N_max = 0,036 + 0,036 = 0,072 мм.

Посадка шпонки во втулку ; - переходная.

Предельные значения зазоров и натягов в соединениях:

S_max = ES – ei = 0,018 – (- 0,036) = 0,054 мм;

N_max = es – EI = 0 – (- 0,018) = 0,018 мм.

Допуск посадки:

T_S,N = S_max + N_max = 0,054 + 0,018 = 0,072 мм.

Рисунок 9. – Схемы полей допусков шпоночных соединений:

а – шпонка b x h x l = 8 x 7 x 30 мм;

4.4 Посадки резьбовых соединений

Для крепления крышек подшипников к корпусу редуктора применяется резьбовое соединение болтами М10. В данном случае герметичность соединения не требуется, а наличие зазора способствует более равномерному распределению нагрузки между витками резьбы, предотвращает заклинивание, уменьшает трение, компенсирует возможные перекосы резьбы. Исходя из этого назначаю посадку резьбы с зазором . Номинальный диаметр резьбы d (D) = 10 мм. Шаг резьбы р = 1 мм. Допуски диаметров резьбы для 6-й степени точности при нормальной длине свинчивания определяем по [5, с.161…162 ]:

T_{d 2} = 112 мкм = 0,112 мм; Т_D2 = 150 мкм= 0,150 мм;

Т_d = 180 мкм = 0,180 мм; Т_D = не нормируется;

T_d1 = не нормируется; Т_D1 = 236 мкм = 0,236 мм.

Определяю предельные отклонения резьбы [5, с.158 ]:

d: es = - 0,026 мм; ei = - 0,206 мм;

d₂: es = - 0,026 мм; ei = -0,138 мм;

d₁: es = - 0,026 мм; ei = не нормируется;

D: ES = не нормируется; EI = 0 мм;

D₂: ES = 0,150 мм; EI = 0 мм;

D₁: ES = 0,236 мм; EI = 0 мм.

Определяем средний и внутренний диаметры резьбы по [2, с.144]:

d ₂ (D ₂) = d – 1 + 0,350 =10 – 1 + 0,350 =8,650 мм;

d₁ (D₁) = d – 2 + 0,917 = 10 – 2 + 0,917 =8,917 мм.

Определяю предельные размеры наружной резьбы (болта):

d _{2 max} = d₂ + es = 8,650 – 0,026 = 8,624 мм;

d _{2 min} = d₂ + ei = 8,650 – 0,138 = 8,512 мм;

d_{1 max} = d₁ + es = 8,917 – 0,026 = 8,891 мм;

d_{1 min} = d₁ + ei = не нормируется;

d _max = d + es = 10 – 0,026 = 9,974 мм;

d _min = d + ei = 10 – 0,206 = 9,794 мм.

Определяю предельные размеры внутренней резьбы (резьбовое отверстие):

D _{2 max} = D₂ + ES = 8,650 + 0,150 = 8,80 мм;

D _{2 min} = D₂ + EI = 8,650 + 0 = 8,650 мм;

D _{1 max} = D₁ + ES = 8,917 + 0,236 = 9,153 мм;

D_{1 min} = D₁ + EI = 8,917 + 0 = 8,917 мм;

D _max = не нормируется;

D _min = D + EI = 10 + 0 = 10,0 мм.

Рисунок 4.11 - Схема расположения полей допусков резьбового соединенияМ10

(внутренний диаметр)

Рисунок 4.12 - Схема расположения полей допусков резьбового соединения

М10- (наружный диаметр)

Рисунок 4.12 - Схема расположения полей допусков резьбового соединения

М10- (средний диаметр)

5 РАЗМЕРНЫЙ АНАЛИЗ СБОРОЧНОЙ ЕДИНИЦЫ

Размерный анализ сборочной единицы будем производить методом регулирования, при котором предписанная точность исходного (замыкающего) размера достигается преднамеренным изменением (регулированием) величины одного из заранее выбранных составляющих размеров, называемого компенсатором [7, с.169]. Для заданной сборочной единицы (рис. 12) роль компенсирующих размеров выполняют прокладки.

Рисунок 12.- Сборочная размерная цепь

Для нормальной работы роликовых радиально-упорных подшипников между крышкой и торцом подшипника необходимо обеспечить зазор для компенсации теплового расширения вала. Величину зазора принимаю равной А₀ = 0,04…0,07 мм. На рисунке 12 представлена размерная цепь с исходным звеном А₀. Звенья – увеличивающие, - уменьшающие.

Сумма размеров звеньев является компенсатором. Номинальные размеры звеньев цепи, их характеристики, отклонения и допуски приведены в таблице 1.

Таблица 1.- К расчету размерной цепи методом регулирования

Звено	Номинальный размер, мм	Характер звена	Верхнее отклонение ЕS, мкм	Нижнее отклонение EI, мкм	Допуск Т, мкм
А1	29	уменьшающее	+52	0	52
А2	2	компенсатор	рассчитывается
А3	308	увеличивающее	0	- 130	130
А4	2	компенсатор	рассчитывается
А5	29	уменьшающее	+52	0	52
А6	18.25	уменьшающее	0	- 200	200
А7	88.5	уменьшающее	0	- 87	87
А8	40	уменьшающее	0	- 62	62
А9	5	уменьшающее	0	- 30	30
А10	70	уменьшающее	0	- 74	74
А11	14	уменьшающее	0	- 43	43
А12	18.25	уменьшающее	0	- 200	200
А0	0.07	замыкающее	0	- 30	30

Определяем номинальный размер компенсатора:

Распределим номинальный размер k: А₂ = 2, А₄ =2,07 мм.

На изготовление всех размеров (деталей) размерной цепи назначаю допуски по 9 квалитету. Определяем величины допусков на изготовление всех деталей и проставим предельные отклонения в тело деталей, то есть по ходу обработки сопрягаемых поверхностей [3, с.44]. Звенья А₆ и А₈ являются шириной кольца подшипника и допускаемые отклонения его по ГОСТ 520-71 [2, с.273]равны: es = 0 мм; ei = -0,2 мм = - 200 мкм.

Сумма допусков составляющих звеньев:

Допуск замыкающего звена:

Предельные отклонения компенсатора:

;

;

.

Определим величину компенсации :

Проверяю расчет:

.

Рассчитываю предельные размеры компенсатора:

Принимаю за постоянные прокладки.

Количество сменных прокладок:

Толщина сменных прокладок:

Из-за большого количества получившихся прокладок принимаем стандартные прокладки 1 прокладки 0,9 мм, и 1 прокладку 0,03 мм.

Таким образом, в комплект входят постоянные прокладки толщиной 2,0 мм 1,3 мм, 0,9 мм и 1 сменная прокладка толщиной 0,03 мм.

6 ОБОСНОВАНИЕ ТЕХНИЧЕСКИХ ТРЕБОВАНИЙ К ДЕТАЛЯМ

6.1 Промежуточный вал

Допуск цилиндричности посадочного места под косозубую шестерню и коническое зубчатое колесо [6, с. 88, табл. 8.3]:

T_ф = 0,3T_d = 0,3 × 0,013 = 0,0039 ≈ 0,004 мм.

Допуск цилиндричности посадочных мест под подшипники качения класса точности 0 [6, с. 88, табл. 8.3]:

T_ф = 0,3T_d = 0,3 × 0,013 = 0,0039 ≈ 0,004 мм.

Допуски соосности посадочных поверхностей [6, с. 87…88]:

• для зубчатого колеса Т = 0,02 мм.

• Для шестерни Т = 0,02 мм.

Допуск перпендикулярности торцов вала для базирования подшипников качения [6, с. 88, табл. 8.3]: Т = 0,008 мм.

Допуск параллельности расположения шпоночного паза [6, с. 88]:

Т = 0,5 ∙ Т_ш.п.= 0,5 ∙ 0,036 = 0,018 мм;

Допуск симметричности расположения шпоночного паза:

Т = 2 ∙ Т_ш.п.= 2 ∙ 0,036 = 0,072 мм;

7 КОНТРОЛЬ РАЗМЕРОВ ДЕТАЛЕЙ

7.1 Выбор универсальных измерительных средств

Для контроля размеров промежуточного вала выбираю универсальные измерительные средства. При выборе измерительных средств учитываю допускаемую погрешность измерения [5, с.244, табл.4], а также предельную погрешность измерения приборов [5, с.306…311]. При этом должно выполняться условие:

Выбранные измерительные средства приведены в таблице 2.

Таблица 2.- Универсальные измерительные средства

Размер	Допуск на размер,Т, мм	, мм	, мм	Пределы измерения, мм	Условное обозначение
Ø25js6	0,013	0,005	±0,002	0…25	МК-100-2
Ø30r6	0,013	0,005	±0,002	25…50	МК-100-2
29k9	0,052	0,005	±0,002	25…50	МК-100-2
88.5k9	0,087	0,005	±0,002	75…100	МК-100-2
40k9	0,062	0,005	±0,002	25…50	МК-100-2
70k9	0,074	0,005	±0,002	75…10	МК-100-2
14k9	0,043	0,005	±0,002	0…25	МК-100-2

7.2 Расчет размеров калибров для гладкого цилиндрического соединения

В данной курсовой работе необходимо рассчитать калибр-пробку и калибр-скобу для отверстия и для вала .

Для расчета размеров калибров выберем по [5, с.266…269, табл.1] следующие данные:

• смещение поля допуска калибра внутрь поля допуска детали Z (Z₁) и a (a₁);

• допустимый выход размера изношенного калибра за границу поля допуска калибра-пробки Y и калибра-скобы Y₁;

• допуск на изготовление калибра-пробки H и калибра скобы H₁;

• допуск на изготовление контркалибра для пробки H_p.

Предельные размеры для отверстия :

D_max = D + ES = 25 + 0,021 = 25,021 мм;

D_min = D + EI = 25 + 0 = 25 мм.

По [5, с. 266…269, табл. 1] для IT7 и интервала размеров 18…30 мм находим данные для расчета калибров Z = 0,003 мм; Y = 0,003 мм; a = 0 мм; H = 0,004 мм. Формулы для расчета размеров калибров по [5, с. 270, табл. 2].

Предельные размеры проходного нового калибра-пробки:

ПР_max = D_min + Z + H / 2 = 25 + 0,003 + 0,004 / 2 = 25,005 мм;

ПР_min = D_min + Z – H / 2 = 25 + 0,003 – 0,004 / 2 = 25,001 мм.

Исполнительный размер калибра-пробки ПР 25,005_–0,004.

Наименьший размер изношенного проходного калибра-пробки:

ПР_изн = D_min – Y = 25 – 0,003 = 24,997 мм.

Когда калибр ПР будет иметь этот размер, его нужно изъять из эксплуатации.

Предельные размеры непроходного нового калибра-пробки:

НЕ_max = D_max + H / 2 = 25,021 + 0,004 / 2 = 25,023 мм;

НЕ_min = D_max – H / 2 = 25,021 – 0,004 / 2 = 25,019 мм.

Исполнительный размер калибра-пробки НЕ 25,023_–0,004.

Предельные размеры для вала :

d_max = d + es = 25 + 0,041 = 25,041 мм;

d_min = d + ei = 25 + 0,028 = 25,028 мм.

По [5, с. 266…269] для IT6 и интервала размеров 18…30 мм находим данные для расчета калибров a₁ = 0 мм; Z₁ = 0,003 мм; Y₁=0,003 мм;
Н₁=0,004 мм; Нр=0,0015 мм. Формулы для расчета размеров калибров по [5, с. 270, табл. 2].

Предельные размеры проходного нового калибра-скобы:

ПР_max = d_max – Z₁ + H₁ / 2 = 25,041 – 0,003 + 0,004 / 2 = 25,040 мм;

ПР_min = d_max – Z₁ – H₁ / 2 = 25,041 – 0,003 – 0,004 / 2 = 25,036 мм.

Исполнительный размер калибра-скобы ПР 25,036^+0,004.

Наибольший размер изношенного проходного калибра-скобы:

ПР_изн = d_max + Y₁ = 25,041 + 0,003 = 25,044 мм.

Когда калибр ПР будет иметь этот размер, его нужно изъять из эксплуатации.

Предельные размеры непроходного нового калибра-скобы:

НЕ_max = d_min + H₁ / 2 = 25,028 + 0,004 / 2 = 25,030 мм;

НЕ_min = d_min – H₁ / 2 = 25,028 – 0,004 / 2 = 25,026 мм.

Исполнительный размер калибра-скобы НЕ 25,026^+0,004.

Предельные размеры проходного контркалибра:

К–ПР_max = d_max – Z₁ + H_p / 2 = 25,041 – 0,003 + 0,0015 / 2 = 25,03875 мм;

К–ПР_min = d_max – Z₁ – H_p / 2 = 25,041 – 0,003 – 0,0015 / 2 = 25,03725 мм.

Исполнительный размер контркалибра К–ПР 25,03725_–0,0015.

Предельные размеры контркалибра для контроля износа:

К–И_max = d_max + Y₁ + H_p / 2 = 25,041 + 0,003 + 0,0015 / 2 = 25,04475 мм;

К–И_min = d_max + Y₁ – H_p / 2 = 25,041 + 0,003 – 0,0015 / 2 = 25,04325 мм.

Исполнительный размер контркалибра К–И 25,04325_–0,0015.

Предельные размеры непроходного контркалибра:

К–НЕ_max = d_min + H_p / 2 = 25,028 + 0,0015 / 2 = 25,02875 мм;

К–НЕ_min = d_min – H_p / 2 = 25,028 – 0,0015 / 2 = 25,02725 мм.

Исполнительный размер контркалибра К–НЕ 25,02725_–0,0015.

Таблица 3.- Расчет размеров калибров

Наименование калибра	Предельные размеры, мм			Исполнительный размер, мм
	наибольший	наименьший	изношенный
Пробка
ПР	25,005	25,001	24,997	25,005–0,004
НЕ	25,023	25,019	—	25,023–0,004
Скоба
ПР	25,040	25,036	50,044	25,036+0,004
НЕ	25,030	25,026	—	25,026+0,004
Контркалибр
К–ПР	25,03875	25,03725	—	25,03725–0,0015
К–НЕ	25,02875	25,02725	—	25,02725–0,0015
К–И	25,04475	25,04325	—	25,04325–0,0015

Рисунок 13.- Схемы полей допусков на изготовление калибра-пробки (а) и калибра-скобы (б)

8 КОНТРОЛЬ ТОЧНОСТИ ЗУБЧАТОЙ ШЕСТЕРНИ

Контролирую точность цилиндрической косозубой шестерни со следующими параметрами: m_n = 3 мм; z = 18; ; d = 54,96 мм; степень точности 9С.

Контроль бокового зазора

Боковой зазор в зубчатой передаче определяется как зазор, обеспечивающий свободный проворот зубчатой шестерни при неподвижной сопрягаемой зубчатой шестерне. С целью обеспечения гарантированного бокового зазора осуществляется дополнительное смещение исходного контура зубонарезного инструмента.

Боковой зазор можно контролировать хордовым зубомером путем измерения толщины зуба по постоянной хорде.

Определяю номинальную толщину зуба по постоянной хорде [2, с.358, табл.5.29]:

S_c = 1,387· m_n= 1,387·3= 4,161 мм.

Высота до постоянной хорды [2, с.358, табл.5.29]:

h_c = 0,7476 · m_n = 0,7476· 3 = 2,2428 мм.

Наименьшее отклонение толщины зуба по постоянной хорде [2, с.346]:

E_cs = - 0,070 мм.

Допуск на толщину зуба по постоянной хорде при F_r = 0,071 мм [2, с.347, табл.5.23]:

Т_с = 0,140 мм.

Наибольшее отклонение толщины зуба по постоянной хорде:

;

Таким образом, толщина зуба по постоянной хорде, проставляемая в таблице параметров на рабочем чертеже зубчатого колеса равна:

.

Контроль кинематической точности

В условиях крупносерийного производства в контрольный комплекс входят:

• контроль колебания измерительного межосевого расстояния за один оборот колеса ;

• контроль колебания длины общей нормали .

Определяю допуск на колебание измерительного межосевого расстояния за один оборот шестерни [5, с.181, табл.2]:

= 0,160 мм

Для контроля колебания измерительного межосевого расстояния

применяется межосемер МЦМ-300 [5, с.402, табл.5].

Допуск на колебание длины общей нормали для колес 9 степени точности и грубее не нормируется.

Контроль плавности работы

В контрольный комплекс входят:

• допуск на местную кинематическую погрешность ;

• предельные отклонения шага зацепления

• допуск на погрешность профиля

Определяем допуски на эти величины [5, с.188, табл.4]:

= 0,056 мм;

= ± 0,040 мм;

= ± 0,034 мм.

Для контроля параметров и применяется межосемер МЦМ-300.

Для контроля параметра используют шагомер БВ 5043 [5, с.403, табл.5].

Контроль полноты контакта

Основным показателем полноты контакта зубьев является суммарное пятно контакта. Относительные размеры суммарного пятна контакта [5, с.199, табл.8]:

• по высоте зубьев 30 %;

• по длине зубьев 40 %.

Контроль показателей полноты контакта осуществляют на контрольно-обкатном станке при зацеплении с образцовым колесом.

ВЫВОДЫ

В ходе выполнения курсовой работы получены практические навыки использования действующих стандартов, закреплены теоретические знания по дисциплине «Взаимозаменяемость, стандартизация и технические измерения».

Изучена методика назначения посадок гладких цилиндрических, шпоночных, резьбовых соединений. Рассмотрена методика составления и анализа размерных цепей. Изучены принципы выбора измерительных средств универсальных и специальных. Произведено практическое назначение технических требований к деталям сборочной единицы. Рассмотрены параметры, способы и средства контроля зубчатых колес по нормам кинематической точности, плавности работы, бокового зазора, полноты контакта.

ПЕРЕЧЕНЬ ССЫЛОК

1. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для техникумов. — М.: Высш. шк., 1991. — 432 с.

2. Допуски и посадки: Справочник в 2-х ч. / Под ред. В.Д. Мягкова. — 6-е изд., перераб. и доп. — Л.: Машиностроение. Ленингр. отд-ние, 1983. -Ч. 2.- 448 с.

3. Допуски и посадки: Справочник в 2-х ч. / Под ред. В.Д. Мягкова. — 6-е изд., перераб. и доп. — Л.: Машиностроение. Ленингр. отд-ние, 1982. -Ч. 1.- 543 с.

4. Бейзельман Р.Д., Цыткин Б.В., Перель Л.Я. Подшипники качения. Справочник. Изд. 6-е.- М.: Машиностроение, 1975.- 572 с.

5. Справочник контролера машиностроительного завода. Допуски, посадки, линейные измерения / А.Н. Виноградов, Ю.А. Воробьев, Л.Н. Воронцов и др. Под ред. А.И. Якушева. — 3-е изд., перераб. и доп. — М.: Машиностроение, 1980. — 527 с.

6. Дунаев П.Ф., Леликов О.П., Варламова Л.П. Допуски и посадки. Обоснование выбора. Учеб. Пособие для студентов машиностроительных вузов.- М.: Высшая школа, 1984.- 112 с.

7. Зябрева Н.Н. и др. Пособие к решению задач по курсу «Взаимозаменяемость, стандартизация и технические измерения». Учеб. пособие для вузов.- М.: «Высш. школа», 1977. — 203 с.

8. Методические указания к курсовому проектированию по курсу «Детали машин». Часть 2. «Комплекс технических требований, предъявляемых к изготовлению зубчатых и червячных колес» / Под общей редакцией Алиферова В.П.- Донецк: ДПИ, 1985.- 36 с.

9. Методичнi вказiвки до виконання курсовоi роботи з дисциплiни «Взаэмозамiннicть, стандартизацiя i технiчнi вимiрювання» (для студентiв напряму «Iнженерна механiка») . Доц. А.П. Гуня, к.т.н. доц. О.В. Лукiчов, к.т.н. доц. ОВ. Деркач. Донецьк ДонНТУ 2005