Нормирование точности гладких соединений

1. ЗАДАНИЕ ДЛЯ КУРСОВОЙ РАБОТЫ

На рис.2.1 представлен механизм привода вращательного движения
звеньев манипулятора промышленного робота. Он выполнен в виде
комбинированного червячно-зубчатого редуктора.
Параллельно работающие зубчатые передачи из колес 20 и 12
соединены с шестерней 15, которая выполнена заодно со ступицей
червячного колеса и установлена на вал 5 с гарантированным зазором по D 3 .
Величина зазора оговорена заданием.
Обод червячного колеса 17 точно сцентрирован по D 2 относительно
ступицы колеса 15, закреплен болтами и двумя коническими штифтами.
Передача крутящих моментов на валы 2 (или 14) производится через
шлицевые соединения. Шлицы в отверстиях зубчатых колес 20 и 12 не
закалены.
По D 1 шестерня 4 имеет температуру окружающей среды +25ºС,
установлена на конце вала 2 по плотной посадке со шпонкой и закреплена
шайбой с винтом.
Зубчатое колесо 12 связано с шестернёй 9 через торсион 14, который
одним концом жёстко закреплён в отверстии вала. При монтаже редуктора
производится закрутка торсиона 14 с последующей фиксацией его гайкой 8,
которая соединена со ступицей шестерни 9.Гайка 8 имеет резьбу с мелким
шагом и короткой длиной свинчивания. Зубчатая передача тихоходная, но
требуется обеспечить точность угла поворота. Зубчатые колёса стальные,
закаленные нагреваются до +35 ºС, корпус выполнен из силумина и может
нагреваться до +30 ºС.
Подшипники качения (поз.3;7;10;18), установленные на опорных
шейках валов, допускают перегрузку до 150%, толчки и вибрации
умеренные, режим работы – нормальный.
Закладные фланцевые крышки (поз.6; 16 и др.) установлены в корпус 1
с гарантированным зазором и закреплены болтами с потайными головками
(поз.13; 19; и др.). Резьба нормальной длины свинчивания.
Между торцами подшипника 7 и крышкой 6 предусмотрен
гарантированный зазор, необходимый для компенсации температурных
деформаций (тепловой зазор). Величина заданного зазора обеспечивается
расчетом размерной цепи.

Перечислим звенья размерной цепи:
A 1 и A 4 – монтажная высота (ширина) подшипников;
A 2 – длина ступицы зубчатого колеса 15;
A 3 – высота буртика вала;
A 5 и A 9 – высота буртиков крышек;
A 6 и A 8 – толщина прокладок;
A 7 – размер корпуса 1.

Из
м.
Ли
с
т
№ докум. Подп
ись
Да
т
а

Ли
с
т 4
7
Ри
с.
2.1
.
Пр
ив
од
ма
ни
пу
лят
ора
пр
ом
ыш
лен
ног
о
ро
бот
а

Из
м.
Ли
с
т
№ докум. Подп
ись
Да
т
а

Ли
с
т 4
8

Из
м.
Ли
с
т
№ докум. Подп
ись
Да
т
а

Ли
с
т 4
7
Таблица 2.1

Исходные данные к рисунку

№
в
а
р
и
а
н
т
а
Гладкие цилиндрические соединения Подшипники качения Шпоночное
соединение

D 1 D 2 D 3 S max S min Отв.
ITD 1
σ тех

№
поз
Условное
обозначен
ие
Ради
альная
нагруз
ка кН

d b

мм мкм мм

4 30 135 48 90 10 4 3 5-307 40 30 8
№
в
а
р
и
а
н
т
а
Шлицевое
соединение Резьбовое соединение Зубчатая передача

Z
d D
№
поз
Обозна-
чение
резьбы

d 2 изм nP  / 2 п
р
 / 2 лев
№
поз
a m

Z V
м/с

мм мм мкм мин мм

4 8 46 50 19 М10 8,95 10 +40 0 20 224 3,5 38 12
№
вариан
та

Размерная цепь, размеры в мм

А max А min A 1 =A 4 A 2 A 3 A 5 =A 9 A 6 =A 8 A 7
4 3,5 0,5 25,25±0,25 120 14 10 2,5 200

2.

Из
м.
Ли
с
т
№ докум. Подп
ись
Да
т
а

Ли
с
т 4
8

НОРМИРОВАНИЕ ТОЧНОСТИ ГЛАДКИХ СОЕДИНЕНИЙ
2.1. Соединение гладких валов и отверстий

Для гладких соединений, номинальные размеры которых указаны в
чертежах, таблицах к чертежам и пояснениях, назначить посадки по ГОСТ
25347 (с соблюдением предпочтительности), построить схемы полей
допусков с указанием предельных отклонений, предельных и средне
вероятных зазоров или натягов (мкм). Для одного из заданных сопряжении
посадку рассчитать по указанным в таблицах предельным зазорам или
натягам. Назначенные посадки указать на сборочном чертеже. Выполнить
эскизы деталей, входящих в соединение.

2.1.1 Подбор посадки методом подобия для диаметра D 1
Таблица 2.1

Карта исходных данных для гладкого соединения по D 1
Наименования исходных данных Значения исходных данных
Номинальный размер соединения и его

значение D 1 =30 мм
Название деталей, входящих в соединение Шестерня 4 вал 2
Требования, предъявляемые к работе
соединения (из описания к рисунку)

Шестерня установлена на
конце вала по плотной
посадке со шпонкой и
закреплена шайбой с винтом

2.1.1 Выбор системы посадки

В соединение входит вал 2 (вал) и шестерня 4 (отверстие). Так как
внутренние поверхности более сложны в обработке, то выбираем систему
отверстия СН с основным отверстием в корпусе.

2.1.2 Определение типа посадки

Тип посадки определяем методом подобия. При соединении колеса с
валим с помощью шпонки, когда колесо от продольного смещения зубчатое
колесо 4 закреплено гайкой, применяются переходные посадки с
преобладающим натягом.
По условию соединение выполнено по плотной посадке H/js. В этих
посадках. Более вероятны зазоры, чем натяги. Обеспечивают лёгкую сборку
и разборку, а также точное центрирование. Применяются для сменных
деталей, которые требуют дополнительного крепления. Применяются в
точных квалитетах: валы с 4-го по 7-й, а отверстия с 5-го по 8-й.
При соединении зубчатых колёс с валом при малых нагрузках
используются посадки пониженной точности. Принимаем предпочтительную
посадку 7
8
30
Js
H
.
2.1.3 Определение предельных отклонений сопрягаемых деталей

Из
м.
Ли
с
т
№ докум. Подп
ись
Да
т
а

Ли
с
т 4
7

По табл.1.1 и 1.2 [1] выбираем допуски для вала и отверстия.
Для отверстия: D 1 =30H8; TD=0,033 мм; EI=0, ES=0,033 мм,
D 1 =30H8 +0,033 .
Для вала: d 1 =30js7; Td =0,021 ei=-0,0105 мм, es=+0,0105 мм;
0105.07301jsd .
Назначена посадка


0105.07
H8
Ø30

0,033


js .

2.1.4 Определение предельных размеров отверстия и вала
Предельные размеры отверстия: D max =D+ES=30+0,033=30,033 мм,
D min =D-EI=30-0=30,0 мм,
D m =D min +TD/2=30+0,033/2=30,0165 мм.
Предельные размеры вала: d max =d+es=30+0,0105=30,0105 мм,
d min =d-ei=30-0,0105=29,9895 мм,
d m =d min +Td/2=29,9895 +0,025/2=30,000 мм.
2.1.5 Расчет характеристик посадки

Определение величины зазоров (натягов) производим по формулам
[1].
Максимальный зазор: S max =D max -d min =30,033 -29,9895 =0,0435 мм.
Минимальный зазор S min =D min -d max =30,0 -30,0165 =-0,0105 мм.
Максимальный натяг: N max =d max -D min =30,0165 -30,0 =0,0105 мм.
Минимальный натяг^ N min =d min -D max =29,9895 -30,033 =-0,0435 мм.
Средневероятный зазор: S m =(S max -N max )/2=(0,0435-0,0105)/2=0,0165 мм
или S m =D m -d m =30,0165 -30,000 =0,0165 мм.
Минимальный зазор равен максимальному натягу с обратным знаком.
Определяем допуск посадки
TSN=TD+Td=0,033 +0,021 =0,054 мм,
TSN=S max +N max =0,0435 +0,0105 =0,054 мм.

Из
м.
Ли
с
т
№ докум. Подп
ись
Да
т
а

Ли
с
т 4
8
Рисунок 1 - Схема расположения полей допусков вала и отверстия

посадки по D 1


0105.07
H8
Ø30

0,033


js

2.1.6 Назначение шероховатости и допуска формы поверхностей
Значение шероховатости поверхностей сопрягаемых деталей
определяем методом подобия. Для соответствующих квалитетов при
нормальном уровне относительной геометрической точности (А)
шероховатости назначаем по табл.2.3 и 2.4 [1]:
Для отверстия 8-го квалитета Ø30: допуск радиального биения
принимается по 7 степени точности (табл.2.4) Ra =1,6 мкм (табл.2.5);
— для вала 7-го квалитета допуск радиального биения принимается
по 6 степени точности шероховатость поверхности составляет Ra =1,6 мкм .
Допуск формы поверхности − цилиндричности назначаем по табл.2.9
[1]:
— для отверстия диаметром 30H8 рекомендуется 7-я степень, при
относительной геометрической точности А допуск формы имеет значение:
T ф =10 мкм,
— для вала Ø30js7 требуется 6-я степень, при относительной
геометрической точности А допуск формы имеет значение − T ф =6 мкм.

Из
м.
Ли
с
т
№ докум. Подп
ись
Да
т
а

Ли
с
т 4
7
Рисунок 2 - Эскиз соединения зубчатого колеса с валом
2.2 Подбор посадки методом подобия для диаметра D 2

Таблица 2.2

Карта исходных данных по D 2

Наименования исходных данных Значения исходных данных
Номинальный размер соединения и его

значение D 2 =135 мм

Название деталей, входящих в соединение Обод червячного колеса 17
ступицы колеса 15

Требования, предъявляемые к работе
соединения (из описания к рисунку)

Обод червячного колеса 17
точно сцентрирован по D 2
относительно ступицы колеса

15
2.2.1 Выбор системы посадки

В соединение входит ступицы колеса 15 (вал) и jбод червячного
колеса 17 (отверстие). Так как внутренние поверхности более сложны в
обработке, то выбираем систему отверстия СН с основным отверстием в
корпусе.

2.1.2 Определение типа посадки

Тип посадки определяем методом подобия. Посадки с натягом
посадки обеспечивают точное центрирование, и надежное соединение
деталей. Поэтому принимаем посадку с натягом H/r.
В соответствии с табл.1.6 [1] для соединения обода червячного колеса
со ступицей колеса принимаем посадку H7/r6. Эта посадка применяется для
соединения бронзовый венец червячного колеса на ступице.

Из
м.
Ли
с
т
№ докум. Подп
ись
Да
т
а

Ли
с
т 4
8
2.2.3 Определение предельных отклонений сопрягаемых деталей
По табл.1.1 и 1.2 [1] выбираем допуски для вала и отверстия.
Для отверстия: D 2 =135H7; TD=0,040 мм; EI=0, ES=0,040 мм,
D 2 =140H7 +0,040 .
Для вала: d 2 =135r6; Td =0,025 ei=0,063 мм, es=0,088 мм;
088,0063,026140Ørd
.
Назначена посадка


088,0063,0
0,040
6
H7
Ø135



r

.

2.2.4 Определение предельных размеров отверстия и вала
Предельные размеры отверстия: D max =D+ES=135+0,040=135,040 мм,
D min =D-EI=135-0=135,0 мм,
D m =D min +TD/2=135+0.040/2=135,020 мм.
Предельные размеры вала: d max =d+es=135+0,088=135,088 мм,
d min =d-ei=135+0,063=135,063 мм,
d m =d min +Td/2=135,063 +0,025/2=135,0755 мм.
2.1.5 Расчет характеристик посадки

Определение величины зазоров (натягов) производим по формулам
[1].
Минимальный натяг: N min = d min -D max =135,063 -135,040 =0,023 мм.
Максимальный натяг: N max =d max -D min =135,088 -135,0 =0,088 мм.
Средневероятный зазор: N m =(N max + N min )/2=(0,088-0,023)/2=0,0555 мм
или N m =d m -D m =135,0755-135.020 =0,0555 мм.
Определяем допуск посадки
TN=TD+Td=0,040+0,025=0,065 мм,
TN=N max - N min =0.088 +0,023 =0,065 мм.

Из
м.
Ли
с
т
№ докум. Подп
ись
Да
т
а

Ли
с
т 4
7
Рисунок 3 - Схема расположения полей допусков вала и отверстия

посадки по D 2


088,0063,0
0,040
6
H7
Ø135



r

2.1.6 Назначение шероховатости и допуска формы поверхностей
Значение шероховатости поверхностей сопрягаемых деталей
определяем методом подобия. Для соответствующих квалитетов при
нормальном уровне относительной геометрической точности (А)
шероховатости назначаем по табл.2.3 и 2.4 [1]:
Для отверстия 7-го квалитета Ø135: допуск радиального биения
принимается по 6 степени точности (табл.2.4) Ra =1,6 мкм (табл.2.3);
— для вала 6-го квалитета допуск радиального биения принимается
по 5 степени точности шероховатость поверхности составляет Ra =0,8 мкм.
Допуск формы поверхности − цилиндричности (круглости и допуск
профиля продольного сечения) назначаем по табл.2.9 [1]:
— для отверстия диаметром 135H7 рекомендуется 6-я степень, при
относительной геометрической точности А допуск формы имеет значение:
T ф =12 мкм,
— для вала Ø140r6 требуется 5-я степень, которая при
относительной геометрической точности А − T ф =8 мкм.

Из
м.
Ли
с
т
№ докум. Подп
ись
Да
т
а

Ли
с
т 4
8

Рисунок 4 - Эскиз соединения стакана с корпусом
2.3 Назначение посадки расчетным методом

Расчетный метод используется в том случае, когда по условиям
эксплуатации механизма предельные значения зазоров или натягов
ограниченны, например, для подшипников скольжения, ответственных
прессовых соединений и т.д.

Таблица 4

Карта исходных данных по D 3
Наименования исходных данных Значения исходных
данных

Номинальный размер соединения и его

значение D 3 =48 мм

Название деталей, входящих в соединение

Шестерня 15 установлена
на вал 2 с
гарантированным зазором

по D 3 .

Заданные характеристики для расчетного
метода назначения посадок, мкм: S max ; S min

S max =90
S min =10

2.3.1 Выбор системы посадки

Шестерня 15 установлена на вал 2 с гарантированным зазором по
D 3 .Так как внутренние поверхности более сложны в обработке и измерении,
выбираем систему отверстия СН.
2.3.2 Расчет относительной точности посадки и определение квалитета

точности

Определяем допуск посадки: TS=S max -S min =90-10=80 мкм.
По номинальному размеру Ø48 находим единицу допуска: i=1,6 [1,
табл.1.1]: Принять стандартное значение 1,6 мкм.

Из
м.
Ли
с
т
№ докум. Подп
ись
Да
т
а

Ли
с
т 4
7

Средняя точность по числу единиц допуска посадки:
a s =TS/i=80/1,6 =50 мкм.

Так как a s =a D +a d , если принимаем a d = a D = 25, что соответствует
точности 8

2.3.4 Определение предельных отклонений сопрягаемых деталей
Принята система отверстия, следовательно, отверстие в шестерне
будет выполнено по посадке Ø48Н8 +0,039 .
Для посадки с зазором S max =ES–ei; S min =EI – es.
Для отверстия, выполненного по Н8 EI=0, тогда верхнее отклонение
по модулю для вала равно минимальному зазору

мкмSEIes10100min .
мкмSESei519039max

По ГОСТ 25346 производим подбор стандартного поля допуска вала
по рассчитанным значениям отклонений. Рассчитанным отклонениям
соответствует поле допуска -0,0090,048-Ø48g8
Тогда посадка будет иметь следующий вид


009,00,048-
0,039
g8
Н8
Ø48


.
2.3.5 Расчет характеристик посадки

Предельные размеры отверстия:

039,48039,048
maxESDD

мм;
48048
minEIDD
мм;
0195,482/039,0482/
minTDD
mD

мм.

Предельные размеры вала:

991,47009,048
maxesdd

мм;
952,47048,048
mineidd

мм;
9715,472/039,0952,472/
minTdd
md

мм.

Максимальный зазор:

087,0952,47039,48
minmaxmaxdDS

мм.

Минимальный зазор:

09,0991,470.48
maxminmindDS

мм.

Средний зазор:

0,0482/)09,0087,0(2/)
minmax(SS
mS

мм.

Расчетный допуск посадки

078,0039,0039,0TdTDTS
мм.
078,0009,0087,0
minmaxSSTS

мм.

Проверка правильности расчета посадки производится путем
сравнения табличных (стандартных) значений предельных зазоров с

Из
м.
Ли
с
т
№ докум. Подп
ись
Да
т
а

Ли
с
т 4
8

заданными:

90
max87табл
maxSS

, 9
min9табл
minSS
.

Допускаемая погрешность подбора по характеристикам посадки
может составлять 10%. Рассчитанные значения зазора отличаются от
заданного на 3%, условия правильности расчета выполнены.
Схема расположения полей допусков посадки по диаметру D 3 =48 мм
представлена на рис.6.

Рисунок 5 - Схема расположения полей допусков вала и отверстия

посадки D 3


009,00,048-
0,039
g8
Н8
Ø48



2.3.5 Назначение шероховатости и допусков формы поверхностей
Технические требования на рабочие чертежи деталей определяем
расчетным методом для нормального уровня относительной геометрической
точности (А). При установлении соотношения между допуском размера и
допуском формы для цилиндрических деталей принят диаметр
рассматриваемой поверхности. Для цилиндрических деталей допуск формы
задан в радиусном выражении, поэтому наибольшая погрешность формы

Из
м.
Ли
с
т
№ докум. Подп
ись
Да
т
а

Ли
с
т 4
7

принята равной 50 % от допуска на диаметр.
Расчет допусков формы и шероховатости поверхности производится с
учетом коэффициентов соотношения допусков размеров к допускам
шероховатости и формы поверхностей (табл. 2.11 [1]): формы К ф =0,3 и
шероховатости Кr=0,05. по следующим зависимостям: Т ф = K ф Т ; Ra = К r Т.
Для отверстия и вала допуск размера TD=39 мкм.
Тогда значение шероховатости поверхности будет равно
Ra= Кr . Td=0,05x39=1,95 мкм.
принимаем для отверстия: Ra=1,6 мкм по табл. 2.2 [1].
Расчет допуска формы (допуска цилиндричности)
Tф =Кф × Тd=0,3×0,039 = 0,0105 мм,
округляем до Tф = 10 мкм (табл.2.9 [1]).

Рисунок 6 - Эскиз соединения зубчатого венца со ступицей
2.4 Контроль размеров цилиндрических поверхностей гладкими

калибрами

Построить схему расположения полей допусков гладких калибров для
контроля отверстия и вала, рассчитать исполнительные размеры калибров.
Вычертить эскизы калибров.

2.4.1. Карта исходных данных

Для расчета выбираем соединение Обод червячного колеса 17
ступицы колеса 15 и заполняем карту исходных данных


088,0063,0
0,040
6
H7
Ø135



r
.
Таблица 2.4

Карта исходных данных для расчета калибров

Контролируемая
поверхность

Контролируемый
размер Калибр
Отверстие 0,040Ø135H7 Пробка
Вал Скоба

Из
м.
Ли
с
т
№ докум. Подп
ись
Да
т
а

Ли
с
т 4
8

088,0063,06Ø135r

2.4.2 Расчет калибра-пробки для контроля отверстия 0,040Ø140H7
Контроль отверстия осуществляется с помощью предельных калибров-
пробок. Произведем расчет их исполнительных размеров.
По табл. 2 ГОСТ 24853–81 «Калибры гладкие для размеров до 500 мм.
Допуски» или приложению 8 определяем:
Z=6 мкм – отклонение середины поля допуска на изготовление
проходного калибра для отверстия относительно наименьшего предельного
размера отверстия;
H=8 мкм – допуск на изготовление калибров для отверстия;
Y=4 мкм – допустимый выход размера изношенного проходного
калибра для отверстия за границу поля допуска изделия.
4. Пользуясь формулами из таблицы 1, вычисляем:
Считаем исполнительные размеры калибра-пробки.
4.1 Размер проходной стороны рабочего калибра-пробки:
.006,140006,0135minммZDПР

4.2 Наибольший предельный размер ПР – проходного калибра-
пробки:

.010,135
2
008,0
006,0135

2minmaxммH
ZDПР
4.3 Исполнительный размер проходного калибра-пробки

ПР исп =135,010 -0,008 мм.

4.4 Размер проходной изношенной стороны рабочего калибра-пробки

.996,134004,00,135maxммYDПРизн
4.5 Размер непроходной стороны рабочего калибра-пробки

ммDНЕ040,135max

4.6 Наибольший предельный размер непроходного калибра-пробки

.044,135
2
008,0
040,135

2maxmaxммH
DНЕ

4.7 Исполнительный размер непроходного калибра-пробки
Н исп =135,044 -0,008 .

Из
м.
Ли
с
т
№ докум. Подп
ись
Да
т
а

Ли
с
т 4
7

Рисунок 6 - Схема полей допусков калибров-пробок.
2.4.3 Расчет калибра-скобы для контроля вала 088,0063,06Ø135r
Для измерения вала 088,0063,06Ø135r мм необходимо подобрать
универсальные измерительные средства.
1. По ГОСТ 24853-81 «Допуски и отклонения калибров» для размера
30 по 6 квалитету находим:
Z 1 =6 мкм – отклонение середины поля допуска на изготовление
проходного калибра для отверстия относительно наименьшего предельного
размера отверстия;
H 1 =8 мкм – допуск на изготовление калибров для отверстия;
Y 1 =4 мкм – допустимый выход размера изношенного проходного
калибра для отверстия за границу поля допуска изделия.
2. Наименьший предельный размер проходной стороны рабочего
калибра-скобы:

ммH
ZdПР078,135

2
008,0
006,0088,135
2
1

1maxmin

.

3. Наибольший размер проходной стороны скобы

ммH
ZdПР086,135

2
008,0
006,0088,135
2
1

1maxmin

.

5 Размер проходной стороны изношенного рабочего калибра-скобы:

ммYdПРизн084,135004,0088,1351max
.

6 Размер, проставляемый не чертеже

Из
м.
Ли
с
т
№ докум. Подп
ись
Да
т
а

Ли
с
т 4
8

ммПРисп008,0078,135
.

7. Наименьший предельный размер непроходной стороны рабочего
калибра-скобы:

ммH
dНЕ059,135

2
008,0
063,135
2
1

minmin

.

8. Наибольший размер непроходной стороны скобы

ммH
dНЕ067,135

2
008,0
063,135
2
1

minmin

.

9. Номинальный размер непроходной стороны скобы
ммdНЕномn063,135min
.

10. Размер непроходной стороны рабочего калибра-скобы,
проставляемый на чертеже:

ммНЕ008,0059,135

Рисунок 1 - Схема полей допусков калибра-скобы
2,4,4. Технические требования к калибрам

Шероховатость рабочих поверхностей 842015ГОСТпоRa [1, стр.188,
табл.8.3]:
Пробка мкмRa08,0
Скоба мкмRa04,0
Контркалибры мкмRa04,0
Шероховатость торцов: мкмRa6,1
Шероховатость фасок: мкмRa8,0

Из
м.
Ли
с
т
№ докум. Подп
ись
Да
т
а

Ли
с
т 4
7

Допуск цилиндричности (для круглых пробок) [1, стр.189]:
мкмT2
3
6


2.4.5 Конструктивные размеры калибров

Конструктивные размеры калибра – пробки показаны в таблице 2.5:
Таблица 2.5

Обозначение
пробок

D ном
отв. L В l l 1 l 2 b Масса
(кг)

8140-0010/001

135 38 18 30 25 56 15 0,32
8140-0060/001 30 18 30 25 56 15 0,29

Рисунок 2 - Насадка пробка проходная 8140-0010/001 135H7,

ГОСТ 14820-69

Из
м.
Ли
с
т
№ докум. Подп
ись
Да
т
а

Ли
с
т 4
8
Рисунок 7 - Насадка пробка не проходная 8140-0010/001 135H7,

ГОСТ 14821-69

Рисунок 3 - Скоба 8113-0210 140r6, ГОСТ 18360-93

Из
м.
Ли
с
т
№ докум. Подп
ись
Да
т
а

Ли
с
т 4
7
Конструктивные размеры калибра-скобы [1, стр.192, табл. 8.4]
показаны в таблице 2.6:

Таблица 2.6.

Обозначение
скоб

d ном
вала D 1 H h l l 1 l 2 Масса
(кг)
8113-0210 135 240 185 70 40 24 6 1.16

2,5. Допуски и посадки подшипников качения

Для колец заданного подшипника назначить посадку на вал и корпус.
Расшифровать условное обозначение подшипника. Построить схемы полей
допусков. Вычертить эскизы подшипникового узла и посадочных
поверхностей вала и корпуса под подшипник.

Таблица 2.7

Карта исходных данных для подшипников качения
Наименования исходных данных Значения исходных данных
Условное обозначение подшипника 5-307
Номер позиции по чертежу 3
Радиальная нагрузка r, kH 40
Режим работы подшипника,
допустимые

перегрузки, в %

Режим работы подшипников
тяжелый, толчки и вибрации
умеренные, перегрузки могут

достигать 150% Вращающаяся деталь Вал
Конструкция вала (по чертежу) сплошной
Конструкция корпуса (по чертежу) сплошной

2.5.1 Расшифровать условное обозначение подшипника
Условное обозначение подшипника- 5-307 – шариковый радиальный
однорядный по ГОСТ 8338.
Расшифровка условного обозначения:
- тип подшипника 0 шариковый однорядный
радиальный;
- серия по наружному диаметру 3;
- код внутреннего диаметра 07;
- конструктивное исполнение 0000 - шариковый
радиальный однорядный;
- серия по ширине 0;
– класс точности 5.
По табл.4.3 [1] находим размеры подшипника: d=35 мм, D=80 мм,
B=21 0,11 мм, r=2,5 мм.

Из
м.
Ли
с
т
№ докум. Подп
ись
Да
т
а

Ли
с
т 4
8
Рисунок 4 - Основные размеры подшипников роликовых конических

однорядных

2.5.2 Определение вида нагружения колец подшипника
Согласно чертежу наружное кольцо подшипника установлено
неподвижно. Следовательно, вид нагружения наружного кольца – местное.
Посадка его обычно производится с гарантированным зазором, чтобы
исключить интенсивный местный износ дорожки качения кольца
подшипника и заклинивание тел качения.
Внутреннее кольцо подшипника вращается совместно с валом и
воспринимает радиальную нагрузку последовательно всей окружностью
дорожки качения подшипника и передает ее последовательно всей
посадочной поверхности вала. Следовательно, вид нагружения кольца –
циркуляционный.
Интенсивность радиальной нагрузки для циркуляционно
нагруженного кольца подшипника определяется по формуле
321
1)(KKK
rrB
R

P


,
где Р – интенсивность радиальной нагрузки, кH/м;
R – радиальная реакция опоры в подшипнике, кН;
В–(r+r 1 ) – ширина подшипника, мм;
r и r 1 – радиусы закругления на торцах кольца подшипника, мм;
К 1 – динамический коэффициент посадки, зависящий от допустимой
перегрузки (при перегрузке до 150%, когда толчки и вибрации умеренные
К 1 =1;0) [1, с.106];;
К 2 – коэффициент, учитывающий ослабление посадочного натяга
при пониженной жесткости вала или корпуса (для жесткой конструкции К 2 =
1 [2, с.347];;
К 3 – коэффициент неравномерности распределения радиальной
нагрузки между рядами тел качения в двухрядных роликоподшипниках и
сдвоенных шарикоподшипниках (для однорядных подшипников К 3 =1).

2500
0025,02021,0
40

P

кН/м.

Из
м.
Ли
с
т
№ докум. Подп
ись
Да
т
а

Ли
с
т 4
7

2.5.3 Назначение посадок и полей допусков

По [1, с.109, табл. 4.12] выбираем посадку для внутреннего кольца
подшипника в зависимости от интенсивности нагружения Ø40m6. Полное
обозначение размера вала 0,0280,017Ø35n5
Отклонение диаметров внутренних колец подшипника для 5 класса
точности равны внутреннего -8 мкм, (табл.4.9). Верхнее отклонение равно
нулю. Тогда для внутреннего кольца подшипника назначаем посадку

0,0280,0170,008-n6L5Ø35

 .
Для посадочного отверстия корпуса редуктора под наружное кольцо
подшипника с местным нагружением и классом точности 5 с тяжелыми
условиями работы, перегрузками 150% и умеренными толчками и
вибрациями по табл.4.13 принимаем поле допуска на отверстие в корпусе
019.0Ø8Н8 .
Отклонение диаметра наружного кольца подшипника для 5 класса
точности равны -9 мкм, (табл.4.9). Верхнее отклонение равно нулю. Тогда
для наружного кольца подшипника назначаем посадку


0,009
019.0
l5
Н6
Ø80


.

Схемы расположения полей допусков колец подшипников и
присоединительных поверхностей вала и корпуса показаны на рис.12.

а б

Рисунок 5 - Схемы расположения полей допусков а – для внутреннего
кольца подшипника, б – для наружного кольца подшипника

2.5.4 Нормирование точности посадочных поверхностей
От точности сопрягаемых с подшипником поверхностей вала и
отверстия корпуса зависит работоспособность и долговечность подшипника,
поэтому к ним предъявляются высокие технические требования.
При монтаже подшипника в корпусе его наружное кольцо упирается в
торцовую поверхность крышки. Внутреннее кольцо от осевого смещения

Из
м.
Ли
с
т
№ докум. Подп
ись
Да
т
а

Ли
с
т 4
8
фиксируется гайкой. Допуски торцового биения и шероховатости этих
поверхностей должны соответствовать требованиям к заплечикам корпуса
или вала.
Допуски формы и расположения посадочных поверхностей валов и
корпусов определены в ГОСТ 3325-85.
Для номинального размер вала 35 мм и класса точности подшипника –
5 по [3, стр. 11, табл.4] допуск цилиндричности составляет 2,0 мкм. Допуск
профиля продольного сечения составляет 2,0 мкм.
Для номинального размер отверстия в корпусе 80 мм и класса точности
подшипника – 5 допуск цилиндричности составляет 3,0 мкм. Допуск профиля
продольного сечения составляет 3,0 мкм.
Для подшипника 5 класса точности шероховатость поверхности вали и
отверстия в корпусе составляет Ra0,8 мкм.

а б в
Рисунок 6 - – Подшипниковый узел в сборе (а), посадочное место
наружного (б) внутреннего (в) кольца подшипника качения
Цилиндрическая посадочная поверхность вала. Номинальный размер
вала равный 35 мм попадает в интервал «до 80», выбранный класс точности
подшипника – 5. Этим параметрам соответствует числовое значение
параметра шероховатости Ra равный 0,8 мкм [3, стр. 9, табл. 3].
2.6 Допуски размеров, входящие в размерные цепи

Для сборочной единицы заданного варианта размерной цепи решить
«прямую задачу» по методу максимума-минимума (методу полной
взаимозаменяемости), т.е. по заданным предельным размерам замыкающего
звена назначить предельные отклонения на составляющие звенья,
номинальные размеры которых установлены.

Из
м.
Ли
с
т
№ докум. Подп
ись
Да
т
а

Ли
с
т 4
7

2.6.1 Схема размерной цепи

Составим схему размерной цепи, а также определяем увеличивающие и
уменьшающие звенья методом замкнутого контура.
А 1 , А 2 , А 3 , А 4 , А 5 , А 9 – уменьшающие звенья.
А 6 , А 7 , А 8 – увеличивающие звенья.
А Δ – замыкающее звено – размер размерной цепи, получающийся
последним в результате сборки узла.
A 1 =А 4 = 25,25±0,25 мм − размер до подшипника 7;
A 2 =120 мм − ширина зубчатого колеса 15;
A 3 =14 мм − длина буртика вала 5;
A 5 =А 9 =10 мм − глубина расточки в крышке 16;
A 6 =А 8 = 2,5 мм − толщина прокладки;
A 7 =200 мм − размер корпуса;
A 9 − глубина расточки в крышке 6.
A max =3,5, A min =0,5
Схема размерной цепи приведена на рис.17

Рисунок 7 - Схема размерной цепи

Рассчитываем номинальный размер A

замыкающего звена по

формуле:

5,0)101025,251412025,25()5,22005,2(

11









p
j
n
j
jjААА
где n и p - количество увеличивающих и уменьшающих размеров в
размерной цепи соответственно (m-1=n+p).
Рассчитываем верхние ES Δ и нижние EI Δ предельные отклонения и
допуск T Δ замыкающего размера (звена) по формулам:
ES Δ =A Δmax -A Δ =3,5-0,5=3,0 мм;
EI Δ =A Δmin -A Δ =0,5-0,5=2 мм;
T Δ =A Δmax -A Δmin =ES Δ -EI Δ =3,5-0,5=3,0 мм .
0,35,0А .

Определяем средний квалитет составляющих размеров (звеньев)
размерной цепи по среднему числу единиц допуска ma , приходящемуся на
одно звено, исключая стандартизованные. В данном случае стандартными
звеньями являются подшипники, допуск на ширину которых задан.

Из
м.
Ли
с
т
№ докум. Подп
ись
Да
т
а

Ли
с
т 4
8

мкм

i
TATA
a

km
j
j
k
i
j

m221
)9,055,09,255,09,008,117,2(
10)5,05,00,3(10
3

1
1
3
1






















где 

k
i
jTA
1 = сумма допусков стандартизованных размеров,
По рассчитанному значению a m назначаем конкретный квалитет для
составляющих размеров, в данном случае, a m квалитету IT13 (a m =250).
Исходя из номинальных размеров звеньев цепи и выбранных
квалитетов по таблице ГОСТ 25346–89 определяем допуски составляющих
звеньев.
Назначаем отклонения для всех составляющих звеньев, кроме
стандартных. Обычно принято назначать отклонения в тело детали, т.е. для
размеров наружных (охватываемых) элементов детали в минус, для размеров
внутренних (охватывающих) элементов деталей в плюс, а для размеров
между осями, глубины расточки, а также в тех случаях, когда затруднительно
бывает определить, охватывающим или охватываемым является размер,
отклонения проставляются симметрично.
Расчетные данные занести в табл.2.8.

Таблица 2.8
Результаты поэтапных и окончательных расчётов размерной цепи по

методу «максимум - минимум»

Обозначение
размеров
размерной
цепии,
jA
Номинальны
й размер
звена,
мм
Значение
единицы
допуска
ji
, мкм

Принятые значения звеньев размерной цепи
после назначения
полей допусков по
расчетному значению
ma

после
согласования
значений
допусков

после
согласования
предельных
отклонений

1А 25,25±0,25 25,25±0,25 25,25±0,25
2А 120 2,17 120h13 -0.54 120h12 -0.35
3А 14 1,08 14h13 -0.27 14h13 -0.27
4А 25,25±0,25 25,25±0,25 25,25±0,25
5А 10 0,9 10js13±0.11 10js13±0.11
6А 2,5 0,55 2.5h13 -0.14 2.5h13 -0.14
7А 200 2,9 200H13 +0.72 200H13 +0.72
8А 2,5 0,55 2.5h13 -0.14 2.5h13 -0.14
9А 10 0,9 10js13±0.11 10js13±0.11

Из
м.
Ли
с
т
№ докум. Подп
ись
Да
т
а

Ли
с
т 4
7



1
1
05,9m
j
ji 25,3

 06,3 0,2
98,10
A

A 8,2
2,00


98,1
7,10

A 0,20,20
A
Определяем расчётный допуск замыкающего звена по формулам:
ммТm
j
25,322,014,072,014,022,05,027,054,05,01
1



Необходимо обеспечить T
.
Так как расхождение 
и T
значительное, то следует сменить
квалитет одного размера в размерной цепи, причем допуски на эти размеры
должны остаться стандартными. Принимаем для звена А 2 допуск по 12
квалитету точности. Тогда

ммТm
j
06,322,014,072,014,022,05,027,035,05,01
1



Условие выполняется, значит, допуски назначены правильно.
Проверяем соответствие предельных отклонений размеров
требованиям замыкающего звена по формулам:

06,2)11,011,028,027,035,025,0()072,00(

11


p
j
j

n
j
jEIESES

0,1)11,011,025,00025,0()14,0014,0(

11


p
j
j

n
j
jESEIEI
Так как рассчитанные отклонения замыкающего звена не совпадают с
заданными ESES'

и EIEI'

, то необходимо решить обратную задачу.
Определить новые верхнее и нижнее предельные отклонения одного из
составляющих звеньев ( jES

и jEI

), выбранного для корректировки в

качестве согласующего звена.
В качестве корректирующего звена принимаем звено А 3 .
Так как согласующее звено расположено в ветви уменьшающих
звеньев, то пересчет его предельных отклонений выполнять по следующим
зависимостям:

мм
AEIAESESEIA
p
i

n
i

21,1

)11,011,025,035,025,0()072,00(0,3
1
11

2








мм
AESAEIEIESA
np
ii

0,3

)11,011,025,01025,0()14,0014,0(0

1

1
1

2







Тогда расчетный допуск замыкающего звена будет равен

0,3)11,011,025,021,135,025,0()072,00(

11


p
j
j

n
j
jEIESES

0)11,011,025,01025,0()14,0014,0(

11


p
j
j

n
j
jESEIEI

Из
м.
Ли
с
т
№ докум. Подп
ись
Да
т
а

Ли
с
т 4
8
Рассчитанные допуски на замыкающее звено равны заданным, значит
размерная цепь рассчитана верно.

1.

Из
м.
Ли
с
т
№ докум. Подп
ись
Да
т
а

Ли
с
т 4
7
НОРМИРОВАНИЕ ТОЧНОСТИ СОЕДИНЕНИЙ СЛОЖНОГО

ПРОФИЛЯ

3.1 Нормирование точности шпоночного соединения

На конце вала 14 находится зубчатое колесо 4, установленное по D 1 по
переходной посадке (преобладает натяг), так как используется шпоночное
соединение. От продольного смещения зубчатое колесо 4 закреплено гайкой
с пружинной шайбой. Паз открытый.

Таблица 3,1

Карта исходных данных шпоночного соединения

Наименования исходных данных Значения исходных
данных
Диаметр соединения, d мм 30
Ширина и высота шпонки (ГОСТ 23360), b x h, мм 8х7
Шпонка: Крепежная
Тип производства: серийное
Количество шпонок в соединении: одна
3.1.1 Определение размеров соединения с призматической шпонкой
Призматические шпонки имеют три исполнения. Для открытых пазов
для нормального соединения в условиях серийного и массового типов
производства применяется исполнение 2.
Размеры шпонки по ГОСТ 23360 выбираем по [1 стр.83, табл.3.1], в
зависимости от диаметра вала.
ширина шпонки (b) – 8 мм;
высота шпонки (h) – 7 мм;
интервал длины 22…110 мм;
фаска S min – 0,35 мм;
глубина паза на валу (t 1 ) – 4,0 +0,2 мм;
глубина паза во втулке (t 2 ) – 3,3 +0,2 мм;
Длину шпонки (l) принимаем равной размеру диаметра вала – 30 мм.
Условное обозначение Шпонка 8х7х30 ГОСТ 23360-78.
3.1.2 Выбор типа шпоночного соединения

Посадки шпонок осуществляются по системе вала (Сh). Стандартом
допускаются различные сочетания полей допусков для пазов на валу и во
втулке с полем допуска шпонки по ширине. Так как зубчатое колесо при
закреплении на валу с одной стороны упирается в буртик, а с другой
поджимается гайкой, то выбираем нормальное соединение.
3.1.3 Назначение поля допусков и квалитетов для деталей, входящих в

соединение

Поле допуска по ширине шпонки выбираем по табл. 3.2. Ширина
шпонки выполняется по h9, ширина паза на валу - по N9, ширина паза в

Из
м.
Ли
с
т
№ докум. Подп
ись
Да
т
а

Ли
с
т 4
8

колесе - Js9.
Ширина шпонки 036,098h
;
ширина паза на валу 036,098N
;
ширина паза в колесе 018,0018,098JS .
Назначить поля допусков и квалитеты для деталей, входящих в
соединение: шпонка, паз вала, паз втулки.
Для нормального соединения ширина паза на валу принимается с
полем допуска N9, ширина ваза во втулке – Js9
Соединение шпонки с пазом вала имеет вид


036.0036.0
9
9
8


h
N

Соединение шпонки с пазом втулки имеет вид


036.09
018.09
8


h
Js

Схема расположения полей допусков приведена на рис.14.

Рисунок 8 - Схемы расположения полей допусков на размер b

шпоночного соединения

Вычертить поперечный разрез вала и втулки с указанием номинального
размера по ширине шпоночных пазов, квалитета, поля допуска и предельных
отклонений, а также шероховатости, допусков формы и расположения
поверхностей.
Допуск параллельности следует принимать равным 0,5IT9, допуск
симметричности при наличии в соединении одной шпонки – 2IT9 [1].

Из
м.
Ли
с
т
№ докум. Подп
ись
Да
т
а

Ли
с
т 4
7

а б

Рисунок 9 - Выполнение шпоночного соединения: а  поперечное

сечение в сборе; б сечение шпонки

а б
Рисунок 10 - Поперечные сечения: а – вала, б – втулки
3.1.4 Определение допусков отклонения от симметричности и

отклонения от параллельности шпонки

Допуск параллельности равен 0,5Т9, а допуск симметричности – 2Т9.
Рассчитываем и округляем до стандартных значений [1, табл.2.8 и 2.9],
указываем на эскизах вала и втулки. Т 11 =0,5·36=18 мкм.
Допуск симметричности зависимый, так как производство серийное.

Из
м.
Ли
с
т
№ докум. Подп
ись
Да
т
а

Ли
с
т 4
8
Принимаем шероховатость рабочих поверхностей шпонки R a =2,5 мкм,
паза вала – Rа=3,2 мкм и паза втулки Rа=3,2 мкм, нерабочих поверхностей
шпонки, паза вала и паза втулки - Rа=6,3 мкм.

3.2. Нормирование точности шлицевых соединений

Вал 14 имеет прямобочные шлицы, на которое установлено зубчатое
колесо. Шлицы в отверстии ступицы не закаливаются. Соединение
неподвижное.

Таблица 3.2

Карта исходных данных шлицевого соединения

Наименования исходных данных Значения исходных данных

z × d × D , мм 8×46×50

Соединение работает: с реверсом или с
вращением в одну сторону Вращение в одну сторону
Соединение вдоль оси: подвижное или

неподвижное Неподвижное

Шлицы в отверстии втулки: закалены или не

закалены не закалены

3.2.1 Определить параметры шлицевого соединения 3.3,88,1таблстр
z =8 - количество шлиц;
d = 46 мм - внутренний диаметр шлиц;
D = 50 мм - наружный диаметр шлиц;
b =9 мм - ширина шлиц;
c = 0,4 +0.2 мм - фаска;
r = 0,3 мм - радиус закруглений.
Шлицевое соединение 8×46×50 относится к легкой серии ГОСТ 1139
[1, табл.3.3].

3.2.2 Выбор вида центрирования, назначение посадок
Шлицевые соединения предназначены для передачи больших
крутящих моментов, они имеют большую усталостную прочность, высокую
точность центрирования и направления. Допуски и посадки шлицевых
соединений зависят от их назначения и принятой поверхности
центрирования втулки относительно вала.
Для рассматриваемого варианта принимает центрирование по
наружному диаметру шлицев. Центрирование по наружному диаметру
является наиболее простым и экономичным, применяется, когда втулка
термически не обрабатывается (сырая) или когда твердость ее материала
после термообработки допускает калибровку протяжкой, а вал фрезеруется
до окончательных размеров зубьев и по наружному диаметру шлифуется на
обычном круглошлифовальном станке. Применяется наиболее часто в
крупносерийном производстве для незакаленных, неподвижных соединений.
По нецентрирующим диаметрам предусматриваются зазоры при

Из
м.
Ли
с
т
№ докум. Подп
ись
Да
т
а

Ли
с
т 4
7
любом виде центрирования. Поля допусков нецентрирующих диаметров: d –
у вала а12, у втулки – Н11.

3.2.3 Выбор посадок шлицевого соединения

Посадки для центрирующих диаметров шлицевых прямобочных
соединений назначаются по системе отверстия (чтобы уменьшить
номенклатуру дорогостоящих инструментов  протяжек). По ширине шлица
применяются внесистемные посадки, обеспечивающие соединения с
гарантированными зазорами для компенсации погрешностей углового
расположения зубьев.
Для неподвижного соединения с центрированием по D на наружный
диаметр принимаем посадку 6
7
js
Н
D
, на ширину шлица 7
8
js
F
b
., на внутренний

нецентрирующий диаметр 11
11
а
H
d
,

Условное обозначение шлицевого соединения

7
8
9
6
7
50
11
11
468

js
F
x
js
H
x
a
H
xD
Втулка (отверстие) этого соединения имеет вид: 8975011468FxHxHxD
, а вал 796501248jsxjsxaxD .
Находим предельные отклонения диаметров и размера b вала и втулки
по табл. 1.1, 1.2, 1,3 [1]:
а) для зубчатого колеса:
внутренний диаметр d = 46H11 +0,16
наружный диаметр D = 50H7 +0,025
толщина зуба b = 03500130,,89F
б) для шлицевого вала:
внутренний диаметр 32.048.01146ad ,
наружный диаметр 008.0650jsD ,
ширина впадины 0075,079jsb .
Схема расположения полей допусков для шлицевого соединения
приведена на рис.17.

Из
м.
Ли
с
т
№ докум. Подп
ись
Да
т
а

Ли
с
т 4
8
Рисунок 11 - Схемы полей допусков шлицевого соединения: а –
внутренний диаметр, б – наружный диаметр, в – ширина шлицев
3.2.4 Назначение шероховатости поверхностей

Шероховатость поверхностей назначаем по табл. 2.3 [1] в зависимости
от типа посадки и квалитета точности.

Рисунок 12 - Шлицевое соединение: а  поперечное сечение в
сборе; б сечение шлицевого вала, в – поперечное сечение отверстия в

зубчатом колесе
Для отверстия в зубчатом колесе:

Из
м.
Ли
с
т
№ докум. Подп
ись
Да
т
а

Ли
с
т 4
7
- внутренний диаметр посадка с зазором, квалитет 11 шероховатость
Ra=3,2 мкм,
- наружный диаметр посадка с зазором, квалитет 7 шероховатость
Ra=1,32 мкм,
- боковые поверхности шлицев посадка переходная, квалитет 7
шероховатость Ra=1,6 мкм.
Для вала:
- наружный диаметр посадка с зазором, квалитет 6 шероховатость
Ra =0,8 мкм,
- внутренний диаметр посадка переходная, квалитет 11
шероховатость Ra=3,2 мкм,
- боковые поверхности шлицев посадка переходная, квалитет 7
шероховатость Ra=1,6 мкм.

3.3 Нормирование точности метрической резьбы

Болт 19 служит для крепления крышки подшипника к корпусу Длина
свинчивания нормальная.

Таблица 3.3

Карта исходных данных для метрической резьбы
Наименования исходных данных Значения исходных данных
Условное обозначение резьбы М10
Номер позиции по чертежу 19
Наименование деталей,
входящих в соединение Болт 19 корпус 14
Длина свинчивания S (нормальная)
Действительный средний диаметр d 2 изм =8,95 мм
Накопленная погрешность шага ∆Р n =10 мкм
Погрешности угла профиля ∆ /2пр =+40 мин
∆ /2лев =0 мин

Резьба метрическая, номинальный диаметр 10 мм, шаг крупный
Р=1,5 мм.

3.3.2 Определение номинальных размеров резьбового соединения
По ГОСТ 8724 ряд предпочтительности диаметров – первый.
Значения диаметров резьбы (d 1 , d 2 , d 3 ) определяем по таблю1
ГОСТ24705-2004:
- наружный диаметр резьбы d=10 мм,
- средний диаметр d 2 (D 2 )=d-1+0,026=9,026 мм,
- внутренний диаметр d 1 (D 1 = d-2+0,3767=8,376 мм,
- внутренний диаметр болта по дну впадины d 3 = d-2+0,160= 8,160 мм.

Из
м.
Ли
с
т
№ докум. Подп
ись
Да
т
а

Ли
с
т 4
8

− теоретическая высота витка: Н=0,866×Р =0,866×1,5=1,299 мм;
− рабочая высота витка: Н 1 = 0,541×Р =0,541×1,5=0,8115 мм.

Рисунок 8 - Резьба метрическая. Профиль
3.3.3 Определение допусков на резьбовое соединение

Система допусков на резьбу должна обеспечивать как свинчиваемость,
так и прочность резьбового соединения. Наиболее широко применяются
соединения с зазорами, однако могут быть соединения с натягами и с
переходными посадками. Система допусков для посадок с зазором
установлена ГОСТ 16093. Все отклонения и допуски отсчитываются от
номинального профиля в направлении, перпендикулярном оси резьбы
По ГОСТ 16093 установлены степени точности на средний диаметр
резьбы с 3-й по 10-ю в порядке убывания точности. Наибольшее
распространение получили резьбы 6 класса точности, так как они могут быть
получены фрезерованием, нарезанием резцом, гребенкой, метчиком,
плашкой, при накатывании роликом. Поэтому принимаем 6 степень точности
резьбы и систему посадок с зазором.

Таблица 3.4
Значение отклонений и допусков резьбового соединения

Из
м.
Ли
с
т
№ докум. Подп
ись
Да
т
а

Ли
с
т 4
7

Наименован
ие
диаметра

Внутренняя резьба Наружная резьба
Обозначение,
размер

ос
н
.
о
т
к
л
о
н
е
н
и
е
,
Е
0
доп
ус
к,
Т
D
верх
не
е
от
кл
он
ен
ие
, E
S
ни
ж
н
е
е
о
т
к
л
о
н
е
н
и
е
,
E
I
Обозначение
, размер

осн.
от
кл
он
ен
ие
,
e 0
доп
ус
к,
Т
d
ве
р
х
н
е
е
о
т
к
л
о
н
е
н
и
е
,
e
s
ниж
не
е
от
кл
он
ен
ие
,
ei

Наружный
d=D

d=D =10 0 - - 0 d=D =10 -32 236 -32 -268

Средний
d 2 =D 2

d 2 =D 2 =9,026 0 180 +180 0 d 2 =D 2 =9,026 -32 132 -32 -164

Внутренний
d 1 =D 1

d 1 =D 1 =8,376 0 300 +300 0 d 1 =D 1 =8,376 -32 - -32 -

Предельные размеры болта М10-6g

d max =d+es=10-0.032=9,968 мм,
d min =d+ei=10-0.268=9,732 мм,
d 2max =d 2 +es=9,026-0.032=8,995 мм,
d 2min =d 2 +ei=9,026-0.164=8,862 мм,
d 1max =d 1 +es=8,376-0.032=8,344 мм,
d 1min – не нормируется.

Предельные размеры гайки М10-6Н

D max - не нормируется
D min =D+EI=10+0=10.0 мм,
D 2max =D 2 +ES=9,026+0.18=9,206 мм,
D 2min =D 2 +EI=9,026+0=9,026 мм,
D 1max =D 1 +ES=8,376+0.300=8,676 мм,
D 1min =D 1 =EI=8,376+0=8,376 мм.

Характеристика посадки
Наименьший зазор по наружному диаметру
S min =EID-esd=0-(-32)=32 мкм.
Зазор по среднему диаметру
S 2max =ESD 2 -eid 2 =180-(-164)=344 мкм,

Из
м.
Ли
с
т
№ докум. Подп
ись
Да
т
а

Ли
с
т 4
8

S 2min =EID 2 -esd 2 =0-(-32)=32 мкм,
S 2cp =(S 2max +S 2min )/2=(344+32)/2=188 мкм.

Рисунок 9 - Расположение полей допусков по профилю резьбы
3.3.4 Определение приведенного среднего диаметра резьбы
Приведенный средний диаметр (диаметр условной идеальной резьбы) -
это значение измеренного среднего диаметра d 2изм , увеличенное на
суммарную диаметральную компенсацию погрешностей по шагу и
погрешностей половины угла профиля:

d 2пр = d 2изм +(fp +f),

где fp – диаметральная компенсация погрешностей по шагу;
f p =P n *ctg/2, при =60° fp=1,732P n =1,732х10=17,32 мкм;
P n =10 мкм - погрешность шага на всей длине свинчивания;
f - диаметральная компенсация погрешностей половины угла
профиля:

2/

sin
58,01

H
f

,при

60
,
2/36,0
Pf

Погрешность половины угла профиля:

20
2
040

2
22
2



левпр


(угловые минуты)

Диаметральная компенсация погрешностей половины угла профиля af

Из
м.
Ли
с
т
№ докум. Подп
ись
Да
т
а

Ли
с
т 4
7

мкмPfa54,20205,136,02/36,0
d 2пр = d 2изм +(fp +f)=8,95+(0,01732+0,02054)=8,988 мм.

Условия годности резьбы по среднему диаметру:
условие прочности

d 2изм =8,95 d 2min =8,862

условие свинчиваемости

d 2пр =8,988  d 2max =8,995.
Оба условия выполняются, значит, болт годный.

Рисунок 10 - Схемы расположения полей допусков по среднему

диаметру болта

3.4 Нормирование точности цилиндрических прямозубых зубчатых

передач

По заданным степени точности и виду сопряжения прямозубой ( 0 )
некоррегированной 0 цилиндрической зубчатой передачи назначить
контрольные параметры для проверки ее годности. По стандарту определим

Из
м.
Ли
с
т
№ докум. Подп
ись
Да
т
а

Ли
с
т 4
8
их допустимые значения. В соответствии с требованием ЕСКД выполним
чертеж зубчатого колеса.

Таблица 3.5
Наименование исходных данных Значение исходных данных

Сведения о зубчатой передаче и колесе

Вид изделия (автомобиль, пресс,
специальный станок): Механизм поворота руки манипулятора
№ номер позиции по чертежу 20
Межосевое расстояние (МОР),

(мм) 224
Модуль, (мм) m =3,5
Число зубьев Z = 38
Исходный контур ГОСТ 13755-81

Коэффициент смещения исходного

контура 0
Окружная скорость, (м/c) v =12

Температурный режим

Зубчатая передача тихоходная, но
требуется обеспечить точность угла
поворота. Зубчатые колёса стальные,
закаленные нагреваются до +35 ºС,
корпус выполнен из силумина и может
нагреваться до +30 ºС..
3.4.2 Определение основных параметров зубчатого колеса
 диаметр делительной окружности 

d = mZ=3,5 38=133 мм;

 диаметр окружности выступов 

d a =d+2m=m(Z+2)=3,5 (38+2)=140 мм;

 диаметр окружности впадин 

d f =d2,5m=m(Z2,5)=3,5 (38-2,5)=124,25 мм;
 окружной шаг (шаг по делительной окружности)
p t = = m=3,14 . 3,5=10,99 мм;

 диаметр основной окружности 

d b = dcos = m z cos =3,5 . 38 . cos20=124,98 мм,

 шаг зацепления или основной шаг (шаг по основной окружности):
p α = p b = p t cos  =  m cos =3,14 . 3,5cos20=10,33 мм;

 высота головки зуба h a =m=3,5 мм;
 высота ножки h f = 1,25 m=1,25 . 3,5=4,375 мм;
 длина общей нормали W
W=m 13,817=48,3595 мм.
- число зубьев, охватываемое длиной общей нормали Z w =5.
- ширина колеса В=10 m =10 3,5=35 мм.

Из
м.
Ли
с
т
№ докум. Подп
ись
Да
т
а

Ли
с
т 4
7

3.4.3 Выбор степени точности зубчатой передачи

Передача задана как тихоходная, но требуется обеспечить точность
угла поворота, поэтому основное требование – плавность работы. Для
передачи, используемой в приводе манипулятора промышленного робота,
работающей при скорости 12 м/с по табл. 6.3 принимаем степень точности
по нормам плавности – 6-ю, по нормам контакта также 6-ю, а по нормам
кинематической точности 7-ю.
Вид сопряжения определим по минимальному гарантированному
боковому зазору с учетом температурного режима:
j n min = j n1 + j n2 ,

Вид сопряжения определяется наименьшим гарантированным
боковым зазором j nmin . Гарантированный боковой зазор получается как сумма:

07,05,302,0 02,0
1ммmj
n (мм)

Боковой зазор, соответствующий температурной компенсации, при
=20 определяется по формуле:

j n2 = 0,684·a [α 1 ·(t 1 -20 º ) – α 2 · (t 2 -20 º )],
где a  межосевое расстояние в передаче, мм;
 1 и  2  коэффициенты линейного расширения для материалов
зубчатых колес и корпуса;
t 1 и t 2  предельные температуры зубчатых колес и корпуса, для
которых рассчитывается боковой зазор.
Значение коэффициента линейного расширения (град. -1 ; мм на 1мм и
1 о С) при температурном перепаде от 20 до 100 о С равны:
− для закаленной стали α=12∙10 -6 град. -1 ,
− для силумина α=22,2∙10 -6 град. -1 ,
j n2 = 0,684 *224 [12 *10 -6 (35 -20) – 22,2* 10 -6 (30-20)]= 0,051 мм ,

j n min =0,07+0,051= 0,121 мм.

Для заданного межосевого расстояния по табл.6.4 находим вид
сопряжения – С, с видом допуска с, который обеспечивает боковой зазор
j nmin =115 мкм.
Обозначение степени точности получается следующее:

7-6-6-С ГОСТ 1643.

Определим верхнее и нижнее отклонения для средней длины общей
нормали.
Верхнее отклонение

E Wms = E′ Wms + E" Wms .

По табл. 6.10 и табл.6.11 для вида сопряжения С, 6-й степени точности,
d=133 мм при F r =36 мкм (табл. 6.6) определяются значения І и ІІ слагаемых:
E′ Wms =70 мкм; E" Wms = 11 мкм.
Тогда E Wms =70+11 =81мкм.
По табл. 6.11 допуск на длину общей нормали Т Wm =50мкм.

Из
м.
Ли
с
т
№ докум. Подп
ись
Да
т
а

Ли
с
т 4
8
Нижнее отклонение средней длины общей нормали
E Wmi =E Wms +T Wm =81+50= 131 мкм. Оба отклонения для колеса с внешними
зубьями должны быть заданы "в тело", т.е. с минусом.
Таким образом, в таблице чертежа должно быть проставлен
исполнительный размер длины общей нормали 081,0131,036,48mW
.

Определим требования к базовым поверхностям зубчатого колеса по
табл. 6.14.
Базовое отверстие должно быть выполнено по 6-му квалитету, так как
приняты нормы плавности по 6-ой степени:
50H7( +0,025 ).
Принимаем, что диаметр вершин зубьев используется как
измерительная база для выверки положения заготовки на
зубообрабатывающем станке, а также для контроля толщины и шага у
зубчатого колеса. Точность его оцениваем по 1-му варианту, следовательно,
Тd a выполняется по 8-му квалитету:  140h8.
Допуск на радиальное биение Fd а =0,16d+10=0,16  140+10=32,4 мкм.
Принимаем Fd а =30 мкм по табл. 2.9.
Торцовое биение базового торца на диаметре ступицы 65 мм находим
расчетом, определив F  =12 мкм (по табл. 6.9):
F Т = (0,5 F  d б )/B = (0,512  65)/35 =11,1 мкм.
По табл. 2.10 (гл. 2) принимаем F T = 10 мкм.

Таблица 3.6.
Варианты контрольного комплекса для зубчатого колеса степени

точности 8-7-7-Е ГОСТ 1643

Степень и
нормы
точности

Контролируемый параметр и
номер таблицы

Обознач
ение

Допу
ск,
мкм
Прибор, табл.
6.13.

Кинематичес
кая точность
7

Колебание длины общей
нормали, табл. 6.6 VWF 22 Нормалемер

Колебание
измерительного
межосевого
расстояния

За один
оборот,
табл. 6.6.

"iF 50

Межцентроме
р

Плавность
работы 6

На одном
зубе, табл.
6.7.

"if 28

Погрешность эвольвентного
профиля, табл. 6.7. ff 8 Эвольветомер

Контакт
зубьев 6

Погрешность направления

зуба,
табл. 6.9.

F 9 Ходомер

Суммарное пятно контакта,

табл. 6.9.

по
высоте 50% Контрольно-
обкатной

Из
м.
Ли
с
т
№ докум. Подп
ись
Да
т
а

Ли
с
т 4
7
станок по
ширине 70%

Вид
сопряжения
С, боковой
зазор - h

Средняя длина общей
нормали и её верхнее
отклонение, табл. 6.10 и 6.11

mW 081,0131,028,59mW
Нормалемер wmsE 48
wmT 50

Для передачи

Показатели для контроля отверстий в корпусе под валы

зубчатых колес

Допуск
параллельности осей,
табл. 6.9.

xf 11 Специальное
приспособлен
ие для
контроля
расположения
отверстий в
корпусе

Допуск
перекоса осей yf 5,6
Предельные
отклонения
межосевого
расстояния

af 20

2.

Из
м.
Ли
с
т
№ докум. Подп
ись
Да
т
а

Ли
с
т 4
8

ВЫБОР УНИВЕРСАЛЬНЫХ СРЕДСТВ ИЗМЕРЕНИЯ
Таблица 4.1
Наименования исходных данных Значения исходных данных
Контролируемая поверхность Вал
Исполнительный размер D 3 009,00,048-Ø48g8
Коэффициент технологической

точности
3
σтех
ITD 4,0

Тип производства серийное
4.1 Выбрать универсальное средство измерения для цехового контроля
Выбор средств измерений зависит (СИ) от ряда факторов:
- организационно – экономических (тип производства, вид
взаимозаменяемости, стабильность технологического процесса, стоимость,
наличие СИ и др.);
- конструкторских параметров изделия (габариты, масса, жесткость,
вид контролируемой поверхности и др.);
- метрологических (пределы и диапазон измерения, цена деления,
класс точности, погрешность СИ и др.).
Универсальные СИ находят широкое применение во всех типах
производств, так как имеют низкую себестоимость.
Произведем выбор СИ по метрологическим факторам, учитывая, что
контролируется отверстие. Считаем, что некоторые систематические
погрешности (температурная, погрешность базирования и др.) устранены до
начала процесса измерения. Допускаемая погрешность метода измерения
должна быть больше неисключенной систематической погрешности СИ.
По ГОСТ 8.051 определим для размера 46 допуск на изготовление (IT)
и допускаемую погрешность измерения (δ), согласно [1, табл. 7.1]:
IT=0,039 мм; δ=10 мкм.
Выбираем возможное измерительное средство: [1, табл.7. 2].
Это код 4 – микрометр рычажный МР-50 ГОСТ 4381-87 со
следующими техническими характеристиками
- цена деления отсчетного устройства: i = 0,002мм;
- предельная погрешность измерительного средства: Δ=6,0мкм;
Метод измерения прямой, контактный, абсолютный.

4.2 Определить значения параметров разбраковки

Оценка влияния погрешностей измерения на результаты разбраковки
выполняется по относительной точности метода измерения:
А мет (σ)=σ мет ×100/ IT =3,0 100/ 39=11,7%

Из
м.
Ли
с
т
№ докум. Подп
ись
Да
т
а

Ли
с
т 4
7
где σ мет =Δ/2=6,0/2=3,0 мкм - среднее квадратичное отклонение
погрешности измерения принятого средства измерения.
Для 8-го квалитета стандарт рекомендует принять
А мет (σ)=12%.
По заданному коэффициенту технологической точности 0,43
мет
ITD


по

графикам [1, рис. 7.1] определяем параметры разбраковки:
- необнаруженный брак (риск заказчика) m=1,0%;
- ложный брак (риск изготовителя) n=4,0%;
- вероятностный выход размера за границу поля допуска c/IT=0,08%,
С=IT× c/IT =39×0,08=3,12 мкм.
Оценка годности деталей производится по предельно допустимым
размерам: 009,00,048-Ø48g8
D max =47,991 мм; D min =47,952 мм.
Среди годных деталей могут оказаться бракованные детали (не более
1,0%), у которых размеры выходят за границы поля допуска на величину до 3
мкм. Это риск заказчика.
Риск изготовителя не более 4,0%.

4.3 Выполнить расчет производственного допуска

Принимаем условие недопустимости риска заказчика при Δ>δ и
проводим расчет производственного допуска для измерения СИ по коду 3.
Это микрометр гладкий МК-100 ГОСТ 6507, который имеет цену деления
индикатора 0,01 мм и предельную погрешностью Δ=10 мкм:
Т пр =IT – 2×C = 39−2×3=33 мкм
Предельно допустимые размеры с учетом производственного допуска:
D max =47,991 −0,003 =47,988 мм,
D min =47,952 +0,003 =47,949 мм.
Варианты установления приёмочных границ даны на рис. 24

Из
м.
Ли
с
т
№ докум. Подп
ись
Да
т
а

Ли
с
т 4
8
Рисунок 11 - Варианты установления приёмочных границ: а - границы
совпадают с конструкторским допуском; б - смещены на вероятную величину

Из
м.
Ли
с
т
№ докум. Подп
ись
Да
т
а

Ли
с
т 4
7

с

4.4 Выбор средств измерения для арбитражной перепроверки
При разногласиях между рабочим и контролером требуется
арбитражная перепроверка.
Допускаемая погрешность при арбитражной перепроверке:
Δ арб =0,3·δ=0,3·10=3,3 мкм.
Выбираем измерительное средство с кодом 9 [1,табл.7. 2].
Скоба рычажная, на стойке СР-50; КМД-3 кл с ценой деления 0,002 мм
и предельной погрешностью 2,0 мкм. Настройка прибора производится по
концевым мерам длины 3 класса.
Метод измерения: относительный, прямой, контактный.

Из
м.
Ли
с
т
№ докум. Подп
ись
Да
т
а

Ли
с
т 4
8

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ

1. Нормирование точности изделий машиностроения: учеб. пособие/
Н833 В.Н. Кайнова, Г.И. Лебедев, Т.Н. Гребнева [и др.] / под. ред. В.Н.
Кайновой. − 2-е изд. испр.и доп.; НГТУ. Н. Новгород, 2007.−209с.
2. ГОСТ 25347-82 Основные нормы взаимозаменяемости.
Характеристики изделий геометрические. Система допусков на линейные
размеры.
3. Палей М.А. Допуски и посадки: Справочник: в 2 ч. Ч.2 / М.А.
Палей, А. Б. Романов, В. А. Брагинский. – 9-е изд., перераб. и доп. – СПб.:
Политехника, 2009. – 530 с.: ил.
4. ГОСТ 3325 -85 «Подшипники качения. Поля допусков и
технические требования к посадочным поверхностям валов и корпусов.
Посадки..
5. ГОСТ 23360-78 ОНВ. Соединения шпоночные с призматическими
шпонками. Размеры шпонок и сечений пазов. Допуски и посадки.
6. Допуски и посадки: Справочник в 2-х частях. Мягков В.Д., Палей
М.А., Романов А.Б., Брагинский В.А. Л.: Машиностроение, 1978. Ч.2, 489с. с
ил.