task_13498x

6. НАЗНАЧЕНИЕ ПОСАДОК ШЛИЦЕВЫХ СОЕДИНЕНИЙ И ИХ
КОНТРОЛЬ
Задание выполняется в соответствии с вариантом, приведенным в
[6, с. 9-11; 7].
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) 8
F 8(  00,,035
013 )
0075
js 7( 00,,0075
)
[10, с. 294, табл. 4.74].
Посадка для нецентрирующих элементов D (по наружному диаметру) -
46
H 12( 0,25 )
a11( 00,,32
48 )
[10, с. 293].
Посадка для нецентрирующих элементов d (по внутреннему диаметру) -
42
H 11( 0,16 )
a11( 00,,32
48 )
[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).
Sмакс = ES – ei = 0,035 – (-0,0075) = 0,0425 мм.
Sмин = EI – es = 0,013 – 0,0075 = 0,0055 мм.
0
-
+
+0,013
+0,035
F8
-0,0075
+0,0075
js7
Sмин
Sмакс
0
3.2. Схема полей допусков для наружного диаметра вала и отверстия
втулки (D).
+
+0,25
0
Н12
0
Sмакс
Sмин
-0,32
а11
-
-0,48
Sмакс = ES – ei = 0,25 – (-0,48) = 0,73 мм.
Sмин = EI – es = 0- (-0,32) = 0,32 мм.
3.3. Схема полей допусков для внутреннего диаметра вала и отверстия
(d).
Sмакс = ES – ei = 0,16 – (-0,48) = 0,64 мм.
Sмин = EI – es = 0- (-0,32) = 0,32 мм.
+
+0,16
Н11
0
0
-0,32
Sмакс
Sмин
а11
-0,48
-
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




 0 ,0075
размеры 8 F 8  00 ,,035
013 и 8 js 7 0 ,0075 (см. чертеж шлицевого соединения).


Допуск размера 8 F 8  00 ,,035
013 TD8F8 = ES – EI = 0,035 – 0,013 = 0,022 мм.


0075
Допуск размера 8 js 7 00,,0075
Td8js7 = 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 = 0,6TD8F8 = 0,6·0,022 ≈ 0,013 мм,
Т÷8js7 = 0,6Td8js7 = 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].
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 βд = 0º;
- температура колеса t1 = 35º C;
- температура корпуса t2 = 20º C;
- 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, т.е.
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, т.е. 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
 
Bw sin  д
 m
,
где Bw – рабочая ширина венца зубчатого колеса, мм;
βд – 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] приведен номинальный размер соединения), – 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 – Bw=(20/11)·11 = 20 мм.
 
20  sin 0
0.
3,14  2
Согласно рекомендациям, приведенным в справочнике [10, с. 411,
табл.5.6], для передачи с коэффициентом εβ < 1,25 и m > 1 мм степени
точности по нормам контакта – 3-12. Выбираем степень точности по нормам
контакта при εβ ≤ 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 – Fpr (накопленная
погрешность шага по зубчатому колесу). По [10, с. 413-414, табл.5.8]
определяем допуск на накопленную погрешность шага зубчатого колеса – Fp.
Допуск на накопленную погрешность шага зубчатого колеса для 7
степени точности при m≥1 и d=192 мм равен 63 мкм (Fp = 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 – Fβr (погрешность
направления зуба). По [10, с. 418-419, табл. 5.10] определяем допуск
погрешности направления зуба – Fβ.
Допуск погрешности направления зуба для 7 степени точности при m≥1
и ширине зубчатого венца Bw=20 мм равен 11 мкм (Fβ= 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]
jn min= Vсм + aw(α1Δt1º - α2Δt2º)2sinα,
где Vсм – толщина слоя смазочного материала между зубьями, мм;
aw – 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 ºС1
);
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
Vсм = (0,01-0,03)m,
где 0,01 – для тихоходных передач;
0,03 – для быстроходных передач.
Принимаем 0,03, так как наша передача скоростная.
Vсм = 0,03·2 = 0,06 мм.
Межосевое расстояние определяется по формуле
aw 
mZ6  mZ7
2

2  96  2 16
 112 мм.
2
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
jn min = 0,06 + 112·(11,5·10-6·15 - 10,5·10-6·0)·2·sin20 = 0,073 мм.
Определяем вид сопряжения по [10, с. 433-434, табл.5.17]. Для зубчатого
колеса с m≥1 мм, aw = 112 мм и jn min = 0,073 мм (73 мкм) – вид сопряжения С.
Выбираем показатель, обеспечивающий гарантированный боковой зазор
по [10, с. 433, табл.5.16] – far (отклонение межосевого расстояния).
По виду сопряжения определяем предельные отклонения межосевого
расстояния ±fa [10, с. 434, табл.5.17]
aw = 112 ± fa = (112 ± 0,045) мм.
4. Схемы измерения всех назначенных параметров [5, с. 327-330].
4.1.
Местная
кинематическая
34
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, в котором 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
соответствовать заданию).
(конструкция
и
форма
колеса
должна
Наружный диаметр зубчатого колеса определяется по формуле
dнар = mZ7 + 2m = 2·96 + 2·2 = 196 мм.
Определение размеров шпоночного соединения приведено в
задаче 5 с.24-27 данных методических указаний (назначение и обоснование
посадок шпоночного соединения, и его контроль). Если шлицевое
соединение – в задаче 6 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 196h12  0,46 .
Допуск размера 196h12  0,46 
Td196h12 = es – ei = 0 – (-0,46) = 0,46 мм.
Допуск для знака “радиального биения”
Т↑ = 0,3Td196h12 = 0,3·0,46 = 0,138 мм.
7. Определяем допуск для знака “торцовое биение” от допуска размера
20h14( 0,52 ) .
Допуск размера 20h14( 0,52 )
Td20h14 = es – ei = 0 – (-0,52) = 0,52 мм.
Допуск для знака “торцовое биения”
Т↑ = 0,3Td20h14 = 0,3·0,52 = 0,13 мм.
8. Определяем допуск для знака “отклонение от симметричности” от
допуска размера D10 0,078
0,03 .




Допуск размера D10 0,078
0,03
TD6D10 = ES – EI = 0,078 – 0,03 = 0,048 мм.
Допуск для знака “отклонение от симметричности”
T÷ = 0,4TD6D10 = 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
[6, с. 16-21; 7, с. 34-50; 11].
в
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) A  010,,13 ;
- допуск замыкающего звена ТАΔ = 0,8 мм
(ТАΔ = ES - EI = 1,1-0,3 = 0,8 мм).
1. Выявляем размерную цепь и чертим чертеж сборочной единицы с
простановкой размеров, входящих в размерную цепь.
2. Составляем схему размерной цепи и обозначаем её звенья, выявляем
увеличивающие (обозначаем стрелкой вправо) и уменьшающие звенья
(обозначаем стрелкой влево).
А1
А4
А2
А5
А6
А7
А3
А8
А9
А10
АΔ
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 - АΔ.
3. Выявляем размеры звеньев размерной цепи.
В исходных данных приведен размер d = 25 мм. В [7, с.49, рис.15]
линейкой измеряем размер d (размер на рисунке dр = 12,5 мм).
3.1. Определяем масштаб (М), в котором выполнен рисунок,
М = d/dр = 25/12,5 = 2.
3.2. Определяем номинальные линейные размеры звеньев А2, А4, А6, А7,
А8, А10 (измеряем каждое звено
линейкой,
полученный
40
размер (Ар) умножаем на масштабный коэффициент М (Аj = Арj·М)).
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]:
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]:
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
n
m
j 1
i 1
 A jув   Aiум  A ,
где Аjув – j-е увеличивающее звено, мм;
Аiум – 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 + АΔ.
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].
i4  i10  0,453 D  0,001 D,
D  Dнмакс  Dнмин ,
где
Dнмакс – номинальный размер, равный конечному размеру интервала,
мм:
Dнмин
–
номинальный
размер, равный начальному
размеру интервала, мм;
i4, i10 – единица допуска, мкм.
D  18  30  23,24
мм.
i4  i10  0,453 23,24  0,001 23,24  0,45  2,85  0,023  1,31 мкм.
4.1.2. А7 = 32 мм - интервал номинальных размеров «Св. 30 до 50 мм».
D  30  50  38,7 мм.
i7  0,453 38,7  0,001 38,7  0,45  3,38  0,039  1,56 мкм.
4.1.3. А6 = А8 = 63 мм - интервал номинальных размеров «Св.50
до 80 мм».
D  50  80  63,25 мм.
i6  i8  0,453 63,25  0,001 63,25  0,45  3,98  0,063  1,86 мкм.
4.1.4. А2 = 244 мм - интервал номинальных размеров «Св. 180 до 250
мм».
D  180  250  212,13 мм.
3
i2  0,45 212,13  0,001 212,13  0,45  5,96  0,212  2,89 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]
ТАj = аj·ij,
где аj – число единиц допуска соответствующего звена размерной цепи;
ij – 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 аср, т.е. аj = аср. Тогда допуск замыкающего звена определяется
выражением:
TA  aср
n m
i j ,
j 1
TA
aср  nm .
i j
j 1
Так как допуски подшипников и прокладок нам заданы, то уравнение
приобретает вид
aср 
TA  (TA5  TA9  TA1  TA3 )
n m4
i j

TA  (TA5  TA9  TA1  TA3 )
i4  i10  i7  i6  i8  i2
.
j 1
aср 
800  (120  120  100  100)
360

 33,36.
1,31  1,31  1,56  1,86  1,86  2,89 10,79
Допуски ТАΔ, ТА5, ТА9, ТА1, ТА3 подставляются в вышеприведенное
уравнение в мкм.
6. Определяем квалитет точности по найденному аср 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 аср=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].
ТА4 = ТА10 = 0,033 мм (33 мкм).
ТА7 = 0,039 мм (39 мкм).
ТА8 = 0,046 мм (46 мкм).
ТА2 = 0,072 мм (72 мкм).
6.3. Делаем предварительную проверку решения.
Определяем величину допуска замыкающего звена размерной цепи по
выражению
TA 
n m
 TA j .
j 1
Расчетный допуск замыкающего звена без учета допуска ТА6
ТАΔр = ТА1 + ТА2 +ТА3 + ТА4 + ТА5 +ТА7 + ТА8 + ТА9 + ТА10.
ТАΔр = 0,1 + 0,072 + 0,1 + 0,033 + 0,12 + 0,039 + 0,046 + 0,12 + 0,033 =
= 0,663 мм.
ТАΔр < ТАΔ, 0,663 мм < 0,8 мм.
В качестве регулирующего звена примем втулку (звено А6), т.к. она
легко может быть доработана в нужный размер.
Допуск регулирующего звена рассчитывается по выражению
ТА6 = ТАΔ - ТАΔр.
ТА6 = 0,8 – 0,663 = 0,137 мм.
6.4. Назначаем предельные отклонения на размеры звеньев А2, А4, А6,
А7,
А8,
А10
пользуясь
правилом:
отклонения
назначать в тело детали, а для размеров уступов – симметрично, т.е. ±
половина назначенного допуска.
А2 – вал, размер звена с отклонениями 244-0,072 мм.
А4 – уступ, размер звена с отклонениями 20±0,0165 мм.
А6 - вал, размер звена с отклонениями 63-0,137 мм.
А7 – вал, размер звена с отклонениями 32-0,039 мм.
А8 – вал, размер звена с отклонениями 63-0,046 мм.
А10 – уступ, размер звена с отклонениями 20±0,0165 мм.
6.5. Определяем
середину поля допуска всех звеньев кроме
регулирующего звена А6.
А1 = 2-0,1 мм – середина поля допуска – (- 0,05 мм).
А2 = 244-0,072 мм – середина поля допуска – (- 0,036 мм).
А3 = 2-0,1 мм – середина поля допуска – (- 0,05 мм).
А4 = 20±0,0165 мм – середина поля допуска – 0.
А5 = 25-0,12 мм – середина поля допуска – (- 0,06 мм).
А7 = 32-0,039 мм – середина поля допуска – (- 0,0195 мм).
А8 = 63-0,046 мм – середина поля допуска – (- 0,023 мм).
А9 = 25-0,12 мм – середина поля допуска – (- 0,06 мм).
А10 = 20±0,0165 мм – середина поля допуска – 0.
A  010,,13 мм – середина поля допуска – (+ 0,7 мм).
6.6. Определяем середину поля допуска регулирующего звена А6.
Так как наше регулирующее звено выбрано из числа уменьшающих
звеньев, то середина поля допуска рассчитывается по выражению [11, с.17,
формула (9)]
n
m
j 1
j 1
Ec A6   Ec A jув   Ec A jум  Ec A ,
где ЕсАΔ – координата середины поля допуска замыкающего звена;
ЕсАjув, ЕсАjум – координаты середины поля допуска увеличивающих и
уменьшающих звеньев размерной цепи.
ЕсА6 = (ЕсА1 + ЕсА2 + ЕсА3) – (ЕсА4 + ЕсА5 + ЕсА7 + ЕсА8 + ЕсА9 + ЕсА10) –
- ЕсАΔ.
ЕсА6 = [(-0,05) + (-0,036) + (-0,05)] – [0 + (-0,06) + (-0,0195) + (-0,023) +
+ (-0,06) + 0] – 0,7 = - 0,6735 мм.
Верхнее предельное отклонение регулирующего звена А6
Es A6  Ec A6 
TA6
2
 0,6735 
0,137
 0,605 мм.
2
Нижнее предельное отклонение регулирующего звена А6
Ei A6  Ec A6 
A6
 6300,,605
742
TA6
2
 0,6735 
0,137
 0,742 мм.
2
мм – середина поля допуска – (-0,6735 мм).
0
0
EsA6
EcA6
-0,605
-0,6735
-0,742
EiA6
TA6
7. Решаем поверочную (обратную) задачу.
7.1. Проверяем правильность назначения допусков по формуле
TA 
n m
 TA j .
j 1
ТАΔ = ТА1 + ТА2 + ТА3 + ТА4 + ТА5 + ТА6 + ТА7+ ТА8 + ТА9 + ТА10.
ТАΔ = 0,1 + 0,072 + 0,1 + 0,033 + 0,12 + 0,137 + 0,039 + 0,046 + 0,12 +
+ 0,033 = 0, 8 мм.
0,8 мм = 0,8 мм.
Равенство выдерживается. Допуски назначены правильно.
7.2. Определяем верхнее предельное отклонение замыкающего звена
[11, с.18]
n
m
j 1
j 1
Es A   Es A jув   Ei A jум ,
где ЕsАjув – верхние отклонения увеличивающих звеньев размерной
цепи, мм;
ЕiАjум – нижние отклонения уменьшающих звеньев размерной
цепи, мм.
ЕsАΔ = (0 + 0 + 0) – [(-0,0165) + (-0,12) + (-0,742) + (-0,039) + (-0,046) +
+ (-0,12) + (-0,0165)] = 1,1 мм.
Равенство соблюдается.
7.3. Определяем нижнее предельное отклонение замыкающего звена
n
m
j 1
j 1
Ei A   Ei A jув   Es A jум ,
где ЕiАjув – нижние отклонения увеличивающих звеньев размерной
цепи, мм;
ЕsАjум – верхние отклонения уменьшающих звеньев размерной
цепи, мм.
ЕiАΔ = [(-0,1) + (-0,072) + (-0,12)] – [0,0165 + 0 + (-0,605) + 0 + 0 + 0 +
+ 0,0165 = 0,3 мм.
0,3 мм = 0,3 мм.
Равенство соблюдается.
Таким образом, предельные отклонения звеньев назначены правильно.
Замыкающее звено A  010,,13 мм получилось таким, какое задано условием
задачи.
8. Результаты решения задачи заносим в сводную таблицу.