Блок зубчатых колес

1. ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

На рис.1 показана часть коробки отбора мощности автомобиля, которая
устанавливается в тех случаях, когда автомобиль имеет дополнительные
агрегаты, получающие привод от двигателя.
Блок зубчатых колес 2 смонтирован на оси 1 на игольчатом
подшипнике. Неподвижность оси 1 в корпусе D1 обеспечивается штифтом 4.
На конце вала 8 установлено по D2 с точным центрированием зубчатое
колесо 7, имеющее шпоночное соединение, оно закреплено шайбой с винтом.
Зубчатое колесо 5 перемещается вдоль шлицевой части вала 8 вилкой
12. Шлицы в отверстии зубчатого колеса закаливаются.
Зубчатые передачи среднескоростные, закалённые венцы, допустимый
нагрев до +60 ºС, корпус силуминовый с допустимым нагревом до +55 ºС.
Отбор мощности производится с вала 8, смонтированного на двух
конических роликовых подшипниках 6. Подшипники качения 6 испытывают
умеренные толчки и вибрации, имеют перегрузки до 300%.
Управление коробкой осуществляется водителем из кабины
посредством рычага, который перемещает шток 9 в пределах, ограниченных
фиксаторами 11. Зазор между штоком 9 и корпусом 16 по D3 оговорен
заданием.
На шток 9 установлены защитные гайки 10 и 13, имеющие резьбу с
мелким шагом и нормальной длиной свинчивания.
Крышка 15 крепится к корпусу 16 с помощью винтов 14, имеющих
нормальную длину свинчивания.
Между крышкой 15 и подшипником предусмотрен тепловой зазор,
величина которого обеспечивается расчетом размерной цепи.
Перечислим звенья размерной цепи:
A1 и A5– высота буртиков крышек;
A2 и A4 – толщина прокладок;
A3 – корпусной размер;
A6 и A8 – монтажная ширина конических подшипников;
A7 – длина ступени вала.

Из
м.
Ли
с
т
№ докум. Подп
ись
Да
т
а

Ли
с
т 4
4
4

Из
м.
Ли
с
т
№ докум. Подп
ись
Да
т
а

Ли
с
т 4
5
5
Таблица 1.1

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
Радиаль
ная
нагрузка
кН

d b

мм мкм мм

9 12 40 20 85 20 5 6 6-7209А 28 40 12
№
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 пр  / 2 лев
№
поз
a m

Z V
м/с

мм мм мкм мин мм

9 8 46 54 14 М8 7,14 8 +5 -8 2 114 3 38 8
№
вариан
та

Размерная цепь, размеры в мм

А max А min A 1 =A 5 A 2 =A 4 A 3 A 6 =A 8 A 7
9 2,5 0,5 5 1,5 140 20,75±0,25 92

2.

Из
м.
Ли
с
т
№ докум. Подп
ись
Да
т
а

Ли
с
т 4
4
6

НОРМИРОВАНИЕ ТОЧНОСТИ ГЛАДКИХ СОЕДИНЕНИЙ
2.1. Подбор посадки методом подобия для диаметра D 1

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.

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 =12 мм
Название деталей, входящих в соединение Ось 1 и корпус
Требования, предъявляемые к работе
соединения (из описания к рисунку)

Соединение неподвижное,
дополнительное крепление
штифтом 4

2.1.1 Выбор системы посадки

В соединение входит ось 1 (вал) и корпус (отверстие). Так как в данном
случае ось обрабатывается под подшипник, у которого нет внутреннего кольца,
поэтому требуется точный по размеру и форме вал под подшипник. Это будет
одна посадка, а вторая посадка ось- отверстие корпуса. Т.е. одна гладкая ось и
две разные по характеру посадки – это условие требует посадки в системе вала.

2.1.2 Определение типа посадки

Тип посадки определяем методом подобия. При соединении оси с
корпусом, неподвижность которого обеспечивается штифтом, рекомендуется
использовать переходную посадку К/h. Посадка «напряженная». Наиболее
характерный и применяемый тип переходных посадок. Вероятности получения
натягов и зазоров в соединении примерно одинаковые. Однако из-за влияния
отклонений формы, особенно при большой длине соединения (свыше двух-трех
диаметров), зазоры в большинстве случаев не ощущаются. Сборка и разборка
производится без значительных усилий, например, при помощи ручных
молотков. Небольшой натяг, получающийся в большинстве соединений,

Из
м.
Ли
с
т
№ докум. Подп
ись
Да
т
а

Ли
с
т 4
5
7
достаточен для центрирования деталей и предотвращения их вибраций в
подвижных узлах при вращении со средними скоростями.
В соответствии с табл.1.6 [1] для данного соединения используют
переходную посадку К7/h6. Эта посадка применяется при соединении двух
деталей с дополнительным штифтованием [6 стр.327].

2.1.3 Определение предельных отклонений сопрягаемых деталей
По табл.1.1 и 1.2 [1] выбираем допуски для вала и отверстия.
Для отверстия: D 1 =12К; TD=0,018 мм; EI=-0,012, ES=0,006 мм,
006.0012.01712KD .
Для вала: d 1 =12h6; Td =0,011 ei=-0,011 мм, es=0 мм; 011.01612hd .

Назначена посадка


011,0
006.0
012.0
6
K7
Ø12



h

.

2.1.4 Определение предельных размеров отверстия и вала
Предельные размеры отверстия: D max =D+ES=12+0,006=12,006 мм,
D min =D+EI=12+(-0.012)=11,988 мм,
D m =D min +TD/2=11.988+0,018/2=11,997 мм.
Предельные размеры вала: d max =d+es=12+0=12,0 мм,
d min =d+ei=12+(-0,011)=11,989 мм,
d m =d min +Td/2=11,989+0,011/2=11,9945 мм.
2.1.5 Расчет характеристик посадки

Определение величины зазоров (натягов) производим по формулам [1].
Максимальный зазор: S max =D max -d min =12,006 -11,989 =0,017 мм.
Минимальный зазор S min =D min -d max =11,988 -12,0 =-0,012 мм.
Максимальный натяг: N max =d max -D min =12,0 -11,988=0,012 мм.
Минимальный натяг^ N min =d min -D max =11,989 -12,006=-0,017 мм.
Средневероятный зазор: S m =(S max -N max )/2=(0,017-0,012)/2=0,0025 мм
или S m =D m -d m =14,997-14,9945 =0,0025 мм.
Минимальный зазор равен максимальному натягу с обратным знаком.
Определяем допуск посадки
TSN=TD+Td=0,018 +0,011 =0,029 мм,
TSN=S max +N max =0,012 +0,017 =0,029 мм.

Из
м.
Ли
с
т
№ докум. Подп
ись
Да
т
а

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

посадки по D 1


011,0
006.0
012.0
6
K7
Ø12



h

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 Ø15: допуск радиального биения принимается
по 7 степени точности (табл.2.4) Ra =1,6 мкм (табл.2.5);
— для вала 6-го квалитета допуск радиального биения принимается по 5
степени точности шероховатость поверхности составляет Ra =1,6 мкм.
Допуск формы поверхности, цилиндричности, назначаем по табл.2.9 [1]:
— для отверстия диаметром 12K7 рекомендуется 7-я степень, при
относительной геометрической точности А допуск формы имеет значение:
T ф =8 мкм,
— для вала Ø12h7 требуется 6-я степень, при относительной
геометрической точности А допуск формы имеет значение − T ф =5 мкм.

Из
м.
Ли
с
т
№ докум. Подп
ись
Да
т
а

Ли
с
т 4
5
9

Рисунок 2 - Эскиз соединения оси с корпусом

2.2 Подбор посадки методом подобия для диаметра D 2

Таблица 2.2

Карта исходных данных для гладкого соединения по D 2
Наименования исходных данных Значения исходных данных
Номинальный размер соединения и его

значение D 2 =40 мм
Название деталей, входящих в соединение Зубчатое колесо 7, вал 8
Требования, предъявляемые к работе
соединения (из описания к рисунку)

Зубчатое колесо закреплено
на валу с точным
центрированием по D 2

2.2.1 Выбор системы посадки

В соединение входит вал 8 (вал) и зубчатое колесо 7 (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

Переходные посадки обеспечивают точное центрирование, поэтому
принимаем переходную посадку. Методом подобия подбираем вид сопряжения.
В соответствии с табл.1.6 [1] для соединения зубчатых колес с валом при

Из
м.
Ли
с
т
№ докум. Подп
ись
Да
т
а

Ли
с
т 4
4
10
передаче крутящего момента шпонкой принимаем посадку H7/k6. В
соединениях по переходной посадке H7/к6, вероятность получения зазоров и
натягов одинакова. При L3d зазоры не ощущаются.

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 =40H7; TD=0,025 мм; EI=0, ES=0,025 мм, D 1 =40H7 +0,025 .
Для вала: d 2 =40k6; Td =0,016 ei=0,002 мм, es=0,018 мм; 018.0002.02640kd .
Назначена посадка


018,0002,0
0,025
6
H7
Ø40



k

.

2.2.4 Определение предельных размеров отверстия и вала
Предельные размеры отверстия: D max =D+ES=40+0,025=40,025 мм,

D min =D-EI=40-0=40,0 мм,
D m =D min +TD/2=40+0.025/2=40,0125 мм.
Предельные размеры вала: d max =d+es=40+0,018=40,018 мм,
d min =d-ei=40+0,002=40,002 мм,
d m =d min +Td/2=40,002+0,016/2=40,010 мм.
2.2.5 Расчет характеристик посадки

Определение величины зазоров (натягов) производим по формулам [1].
Максимальный зазор: S max =D max -d min =40,025-40,002 =0,023 мм.
Максимальный натяг: N max =d max -D min =40,018 -40=0,018 мм.
Средневероятный зазор: S m =(S max -N max )/2=(0,023-0,018)/2=0,0025 мм
или S m =D m -d m =40,0125 -40,010 =0,0025 мм.
Определяем допуск посадки

TSN=TD+Td=0,025+0,016=0,041 мм,
TSN=S max +N max =0,023 +0,018 =0,041 мм.

Из
м.
Ли
с
т
№ докум. Подп
ись
Да
т
а

Ли
с
т 4
5
11

Рисунок 1 - Схема расположения полей допусков вала и отверстия

посадки по D 2


018,0002,0
0,025
6
H7
Ø40



k

2.2.6 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 Ø36: 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 назначаем по табл.2.9 [1]:
— для отверстия диаметром 40H7 рекомендуется 6-я степень, при
относительной геометрической точности А допуск формы имеет значение:
T ф =10 мкм,
— для вала Ø40 k6 требуется 5-я степень, которая при относительной
геометрической точности А − T ф =6 мкм.

Из
м.
Ли
с
т
№ докум. Подп
ись
Да
т
а

Ли
с
т 4
4
12

Рисунок 3 - Эскиз соединения зубчатого колеса с валом

2.3 Назначение посадки расчетным методом

Таблица 2.3

Карта исходных данных для гладкого соединения по D 3
Наименования исходных данных Значения исходных данных
Номинальный размер соединения и его

значение D 3 =20 мм
Название деталей, входящих в соединение Шток 9, корпус 16
Заданные характеристики для
расчетного метода назначения посадок, мкм:
S max ;

S min

Smax=85 мкм
Smin=20 мкм

2.3.1 Выбор системы посадки

Шток перемещается в корпусе в пределах, ограниченных фиксаторами.
Зазор между штоком 9 и корпусом 16 по D 3 оговорен заданием.
Так как шток должен свободно перемещаться в корпусе на достаточно
большое расстояние, то выбираем систему вала Сh.
2.3.2 Расчет относительной точности посадки и определение квалитета

точности

Определяем допуск посадки: TS=S max -S min =85-20=65 мкм.
По номинальному размеру Ø20 находим единицу допуска: i=1,31 [1,
табл.1.1.
Средняя точность по числу единиц допуска посадки:

Из
м.
Ли
с
т
№ докум. Подп
ись
Да
т
а

Ли
с
т 4
5
13

a s =TS/i=65/1,31 =49,6 мкм.
Так как a s =a D +a d , принимаем a d = a D =25 мкм что соответствует точности 8
квалитета.

2.3.4 Определение предельных отклонений сопрягаемых деталей
Принята система вала, следовательно, вал будет выполнено по посадке
Ø20h8 -0,033 .
Для посадки с зазором S max =ES–ei; S min =EI – es.
Для вала, выполненного по h8 es =0, тогда нижнее отклонение по модулю
для отверстия равно минимальному зазору
мкмesSEI20020min .
Подбираем стандартное значение верхнего отклонения EI для отверстия
диаметром 20 мм. Для отклонения Ø20F8 верхнее отклонение равно
EI=+0.020мм. Допуск равен 0,033 мм.
Тогда нижнее отклонение определится по формуле
мкмEITdES053.0020.0033.0 .
Тогда посадка будет иметь следующий вид


033.0
053.0
0.020
h8
F8
Ø20



.
2.3.5 Расчет характеристик посадки

Предельные размеры отверстия:
053,20053,020
maxESDD

мм;
020,20020.020
minEIDD

мм;
0365,202/033,0020,202/
minTDD
mD

мм.

Предельные размеры вала:
0.20020
maxesdd
мм;
967,19033,020
mineidd

мм;
9835.192/033,0967.192/
minTdd
md

мм.

Максимальный зазор:

086,0967.19053,20
minmaxmaxdDS

мм.

Минимальный зазор:

020,00.20020.20
maxminmindDS

мм.

Средний зазор:

0,0532/)020,0086,0(2/)
minmax(SS
mS

мм.

Расчетный допуск посадки
066,0033,0033,0TdTDTS мм.
066,0020,0086,0
minmaxSSTS

мм.

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

Из
м.
Ли
с
т
№ докум. Подп
ись
Да
т
а

Ли
с
т 4
4
14

85
max86табл
maxSS

, 20
min20табл
minSS
.

Допускаемая погрешность подбора по характеристикам посадки может
составлять 10%. Рассчитанные значения зазора отличаются от заданного на
6%, условия правильности расчета выполнены.
Схема расположения полей допусков посадки по диаметру D 3 =20 мм
представлена на рис.5.

Рисунок 2 - Схема расположения полей допусков вала и отверстия

посадки по D 3


033.0
053.0
0.020
h8
F8
Ø20




2.3.6 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
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 К r =0,05. по следующим зависимостям: Т ф = K ф Т ; Ra = К r Т.
Для отверстия допуск размера TD=33 мкм.

Из
м.
Ли
с
т
№ докум. Подп
ись
Да
т
а

Ли
с
т 4
5
15

Тогда значение шероховатости поверхности будет равно
Ra= К r . TD=0,05x33=1,65 мкм,

принимаем для отверстия 1,6 мкм.
Для вала допуск на размер равен 22 мкм, значение шероховатости равно

Ra = Kr Td =0,05×33 = 1,65 мкм,
принимаем для вала: 1.6 мкм по табл. 2.2 [1].
Расчет допуска формы (допуска цилиндричности)
T ф =Кф × Тd=0,3×0,033 = 0,009 мм,

округляем до T ф = 10 мкм (табл.2.9 [1]).

Рисунок 4 - Эскиз соединения штока с корпусом

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 Шток 9, корпус 16 и заполняем карту
исходных данных


018,0002,0
0,025
6
H7
Ø40



k
.

Таблица 2.4

Карта исходных данных для расчета калибров

Контролируемая
поверхность

Контролируемый
размер Калибр
Отверстие 0,025Ø40H7 Пробка
Вал 018,0002,06Ø40k Скоба

Из
м.
Ли
с
т
№ докум. Подп
ись
Да
т
а

Ли
с
т 4
4
16

2.4.2 Расчет калибра-пробки для контроля отверстия 0,025Ø40H7
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=3,5 мкм – отклонение середины поля допуска на изготовление
проходного калибра для отверстия относительно наименьшего предельного
размера отверстия;
H=4 мкм – допуск на изготовление калибров для отверстия;
Y=3 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:
.0035,400035,040minммZDПР

4.2 Наибольший предельный размер ПР – проходного калибра-пробки:

.0055,40
2
004,0
0035,040

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

ПР исп =40,0055 -0,004 мм.

4.4 Размер проходной изношенной стороны рабочего калибра-пробки

.022,40003,0025,40maxммYDПРизн
4.5 Размер непроходной стороны рабочего калибра-пробки

ммDНЕ025,40max

4.6 Наибольший предельный размер непроходного калибра-пробки

.027,40
2
004,0
025,40

2maxmaxммH
DНЕ

4.7 Исполнительный размер непроходного калибра-пробки Н исп =40,027 -
0,004 .

Из
м.
Ли
с
т
№ докум. Подп
ись
Да
т
а

Ли
с
т 4
5
17

Рисунок 6 - Схема полей допусков калибров-пробок.
2.4.3 Расчет калибра-скобы для контроля вала 018,0002,06Ø40к
Для измерения вала -0,0180,002-Ø40k6 мм необходимо подобрать
универсальные измерительные средства.
1. По ГОСТ 24853-81 «Допуски и отклонения калибров» для размера 30
по 6 квалптету в интервале «Св.30 до 50» находим:
Z 1 =3,5 мкм – отклонение середины поля допуска на изготовление
проходного калибра для отверстия относительно наименьшего предельного
размера отверстия;
H 1 =4 мкм – допуск на изготовление калибров для отверстия;
Y 1 =3 мкм – допустимый выход размера изношенного проходного
калибра для отверстия за границу поля допуска изделия.
2. Наименьший предельный размер проходной стороны рабочего
калибра-скобы:

ммH
ZdПР0125,40

2
004,0
0035,0018.40
2
1

1maxmin

.

3. Наибольший размер проходной стороны скобы

ммH
ZdПР0165,40

2
004,0
0035,0018.40
2
1

1maxmin

.

4. Номинальный размер проходной стороны рабочего калибра-скобы:

Из
м.
Ли
с
т
№ докум. Подп
ись
Да
т
а

Ли
с
т 4
4
18

ммH
ZdПР0145,400035,0018.40

2
1

1maxmin

.

5 Размер проходной стороны изношенного рабочего калибра-скобы:

ммYdПРизн015,40003,0018.401max
.

6 Размер, проставляемый не чертеже

ммПРисп004,00125,40
.

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

ммH
dНЕ000,32

2
004,0
002,40
2
1

minmin

.

8. Наибольший размер непроходной стороны скобы

ммH
dНЕ004,32

2
004,0
002,40
2
1

minmin

.

9. Номинальный размер непроходной стороны скобы
ммdНЕномn002,40min
.

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

ммНЕ004,00,40

Рисунок 3 - Схема полей допусков калибра-скобы

Из
м.
Ли
с
т
№ докум. Подп
ись
Да
т
а

Ли
с
т 4
5
19

2,4,4. Технические требования к калибрам

Шероховатость рабочих поверхностей Ra по ГОСТ 2015-84 [1, стр.188,
табл.8.3]:
Пробка мкмRa08,0
Скоба мкмRa04,0
Контркалибры мкмRa04,0
Шероховатость торцов: мкмRa6,1
Шероховатость фасок: мкмRa8,0
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
калибра D ном . L l Обозначение вставок
проходной непроходной

8133-0954 40 140 24 8133-
0954/001

8133-
0954/002

Рисунок 4 - Пробка 8133-0954 H7, ГОСТ 14815-69

* - размеры для справок

Из
м.
Ли
с
т
№ докум. Подп
ись
Да
т
а

Ли
с
т 4
4
20

Рисунок 5 - Скоба 8113-0132 40k6, ГОСТ 18360-93

* - размеры для справок
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 B S l l 1 l 2 Масса
(кг)
8113-0132 40 95 85 37 3 5 22 13 3 0,20

2,5. Допуски и посадки подшипников качения

Для заданного подшипника назначить посадки внутреннего и наружного
колец на вал и в корпус. Вычертить эскизы подшипникового узла и
посадочных поверхностей вала и корпуса под подшипник.
Расшифровать условное обозначение подшипника по ГОСТ 3189.
Определить внутренний диаметр подшипника, серию диаметров, тип
подшипника (наименование), конструктивное исполнение типа (условное
обозначение и наименование), серию по ширине, размерную серию (условное
обозначение), класс точности. Определить конструктивные размеры,
необходимые для последующих расчетов: присоединительный диаметр
наружного кольца, ширину колец и радиусы закругления торцов колец..

Из
м.
Ли
с
т
№ докум. Подп
ись
Да
т
а

Ли
с
т 4
5
21
Предельные отклонения на наружные и внутренние кольца подшипников
определяют по ГОСТ 520 для среднего диаметра по ΔD mp (Δd mp ) в зависимости
от типа и класса точности подшипника [1,табл.4.9].

Таблица 2.7

Карта исходных данных для подшипников качения
Наименования исходных данных Значения исходных данных
Условное обозначение подшипника 6-7209А
Номер позиции по чертежу 6
Радиальная нагрузка R, kH 28
Режим работы подшипника,
допустимые

перегрузки, в %

Режим работы подшипников
тяжелый, толчки и вибрации,
перегрузки могут достигать 300%

Вращающаяся деталь Вал
Конструкция вала (по чертежу) сплошной
Конструкция корпуса (по чертежу) сплошной
Условное обозначение подшипника- 6-7209А – роликовый подшипник
радиально-упорный с коническими роликами однорядный повышенной
грузоподъемности по ГОСТ27365-87.
Расшифровка условного обозначения:
- тип подшипника 7 роликовый
конический;
- серия по наружному диаметру 2;
- код внутреннего диаметра 09;
- конструктивное исполнение 007000 - подшипник
радиально-упорный роликовый однорядный с коническими роликами, с углом
контакта до 16°, комплектный, с сепаратором;
- серия по ширине 0;
– класс точности 0.
По табл.4.8 [1] находим размеры подшипника: d=45 мм, D=85 мм,
B=19 0,242 мм, T=20,75 мм, C=16 мм, r=1,5 мм, r 1 =1.5 мм.

Из
м.
Ли
с
т
№ докум. Подп
ись
Да
т
а

Ли
с
т 4
4
22
Рисунок 6 - Основные размеры подшипников роликовых конических

однорядных

2.5.1 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 300%, когда толчки и вибрации умеренные
К 1 =1;8) [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).

Из
м.
Ли
с
т
№ докум. Подп
ись
Да
т
а

Ли
с
т 4
5
23

1750
)0015,00015,0(019,0

28



P

кН/м.
2.5.2 Назначение посадок и полей допусков

По [1, с.109, табл. 4.12] выбираем посадку для внутреннего кольца
подшипника в зависимости от интенсивности нагружения Ø40n6. Полное
обозначение размера вала 0,0330,017Ø45n6
Отклонение диаметров внутренних колец подшипника для 0 класса
точности равны внутреннего -12 мкм, (табл.4.9). Верхнее отклонение равно
нулю. Тогда для внутреннего кольца подшипника назначаем посадку

0,0330,0170,012-n6L6Ø45

 .
Для посадочного отверстия корпуса редуктора под наружное кольцо
подшипника с местным нагружениеми классом точности 0 с тяжелыми
условиями работы, перегрузками 300% и умеренными толчками и вибрациями
по табл.4.13 принимаем поле допуска на отверстие в корпусе )(6Ø90011,0011,0JS
.
Отклонение диаметра наружного кольца подшипника для 0 класса
точности равны -20 мкм, (табл.4.9). Верхнее отклонение равно нулю. Тогда для
наружного кольца подшипника назначаем посадку


0,018l6011,0Js6Ø85


.

Схемы расположения полей допусков колец подшипников и
присоединительных поверхностей вала и корпуса показаны на рис.9.

а б

Рисунок 7 - Схемы расположения полей допусков а – для внутреннего
кольца подшипника, б – для наружного кольца подшипника
2.5.3 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

Из
м.
Ли
с
т
№ докум. Подп
ись
Да
т
а

Ли
с
т 4
4
24
торцовую поверхность крышки. Внутреннее кольцо от осевого смещения
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 45 мм и класса точности подшипника – 6
по [4, стр. 112, табл.4.15] допуск круглости составляет 4,0 мкм. Допуск профиля
продольного сечения составляет 4,0 мкм.
Для номинального размер отверстия в корпусе 85 мм и класса точности
подшипника – 6 допуск круглости составляет 6,0 мкм. Допуск профиля
продольного сечения составляет 6,0 мкм.
Для подшипника 6 класса точности шероховатость поверхности вали и
отверстия в корпусе составляет Ra0,8 мкм.

а б в
Рисунок 8 - – Подшипниковый узел в сборе (а), посадочное место
наружного (б) внутреннего (в) кольца подшипника качения
Цилиндрическая посадочная поверхность вала. Номинальный размер вала
равный 45 мм попадает в интервал «до 80», выбранный класс точности
подшипника – 6. Этим параметрам соответствует числовое значение параметра
шероховатости Ra равный 0,8 мкм [3, стр. 9, табл. 3].

2.6 Допуски размеров, входящих в размерные цепи

Для сборочной единицы заданного варианта размерной цепи решить
"прямую задачу" методом максимума-минимума (методом полной
взаимозаменяемости), т.е. по заданным предельным размерам замыкающего
звена назначить предельные отклонения на составляющие звенья, номинальные
размеры которых установлены.
Составим схему размерной цепи, а также определяем увеличивающие и
уменьшающие звенья методом замкнутого контура.

Из
м.
Ли
с
т
№ докум. Подп
ись
Да
т
а

Ли
с
т 4
5
25

Звенья А 42 А 3 , А 4 – увеличивающие.
А 1 , А 5 , А 6 , А 7 , А 8 – уменьшающие.
А Δ – замыкающее звено – размер размерной цепи, получающийся
последним в результате сборки узла.
A 1 =5 мм − размер буртика крышки подшипника;
A 2 =1,5 мм − толщина прокладки;
A 3 =140 мм − размер корпуса;
A 4 =1,5 мм − толщина прокладки;
A 5 =5 мм − размер буртика крышки подшипника;
A 6 =20,75±0,25 мм − ширина подшипника;
A 7 =92 мм − длина ступени вала;
A 8 =20,75±0,25 – ширина подшипника.
A max =2,5, A min =0,5
Схема размерной цепи приведена на рис.13

Рисунок 9 - Схема размерной цепи

Проектный расчёт РЦ на максимум- минимум
Исходя из условия замкнутости РЦ через замыкающее звено определим
его номинальное значение по формуле jjAξ


1m
1j
A



n
mj
m
j
АjумАjувА
11
где: j = 1, 2, 3 …n – номера составляющих звеньев.

ммА5,0)75,209275,2055()5,11405,1(


Допуск на зазор равен

ТА  = А max - А  min = 2500 – 500 = 2000 мкм.
Верхнее предельное отклонение замыкающего звена ES А  равно

ESA Δ = А max - А  =2,5-0,5=2,0 мм

Нижнее предельное отклонение EI А равно
EIA Δ = А  min - А  = 0.5-0.5=0
Таким образом, значение зазора можно записать как

0,2
5,0
А

Координата середины поля допуска ЕсА  равна

Из
м.
Ли
с
т
№ докум. Подп
ись
Да
т
а

Ли
с
т 4
4
26

мкмEIАESА
ЕсА1000

2
02000
2




.

Для того чтобы допуски на составляющие размеры назначить из одного
квалитета, необходимо рассчитать коэффициент точности РЦ

,
1




n
j
j
расч
i
ТА
а

где i j – единица допуска интервала, в который входит j-ый размер.
i 1 =
Если в РЦ имеются звенья с известными допусками (например, кольца
подшипников), формула для а расч должна быть скорректирована:
9,137
17,273,055,052,255,073,0
5005002000











n
ij
jннеиз
изв

расч
ik
ТАТА
а

в числителе допуск замыкающего звена, зависящий только от размеров,
допуски на которые не известны, а в знаменателе сумма единиц допуска для
этих размеров.
k – коэффициент риска, принимаем 1,0 .
Сравнивая значения а расч с а таб , определяем требуемый квалитет, из
которого назначаем допуски на составляющие звенья. При этом учитываем
координаты полей допусков.
Назначаем допуски на составляющие размеры из 11 и 12 квалитетов:
ТА 1 = 120 мкм; ТА 2 = 100 мкм; ТА 3 = 250 мкм; ТА 4 = 100 мкм;
ТА 5 =120 мкм, ТА 7 = 220 мкм.
Определяем допуск замыкающего звена

мм
ТАТАТАТАТАТАТАТА
91,15,022,05,012,01,025,01,012,0
7654321




Сравниваем полученный допуск замыкающего звена с заданным

91,10,2
расчзадТАТА
.

Так как равенство не выполняется, назначаем звено А 7 в качестве
корректирующего и находим его допуск.

мм

ТАТАТАТАТАТАТАкор
31,0)5,05,012,01,025,01,012,0(0,2
)(643213




Назначаем предельные отклонения звеньев размерной цепи кроме
корректирующего.
А 1 = 5±0.06 мм (Is12), А 2 = 2 -0,1 мм (h12), А 3 = 140 +0,25 мм (Н11), А 4 = 2 -0,1 мм
(h12), А 5 =5±0.06 мм (Is12), А 6 =А 8 =20,75±0,25 мм.
Координаты середин полей допусков равны, (мкм)
ЕсА Δ =1,0 мм, EcА 1 =0; EcА 2 = -0,05 мм; ЕcА 3 =+0,125 мм, ЕcА 4 = -0,05
мм; ЕcА 5 =0; ЕсА 6 =0, ЕсА 8 =0.
Определим координату середины поля допуска корректирующего звена

умЕсАjЕсАjувEcА
m
j

n
mj



11

Из
м.
Ли
с
т
№ докум. Подп
ись
Да
т
а

Ли
с
т 4
5
27

мм

EcАEcАEcАEcАEcАEcАEcАEcАEcА
975,0)0005,00()5,0125,05,0(
)()(86514327



Находим предельные отклонения корректирующего звена по формулам

ммTA
EcAESA82.0
2
31.0
975,0
2
7

77
,
ммTA
EcAEIA13.1
2
46.0
975,0
2
7

77
Размеры корректирующего звена равны
82,0
13,1792
А
.

Значения нижнего и верхнего предельных отклонений замыкающего
звена равны:


0ммм25,082,025,00,060,06-0,1-00,1-EsAEiAEiA
;0,225,013,125,006,006,0025,00EiAEsAEsA

km
1mj
ум

m
1j
увΔ
km
1mj
ум

m
1j
увΔ









мм

Найденные значения совпадают с заданными, значит, задача решена
верно.

Таблица 5

Сводная таблица к расчету размерной цепи
Обозначени
е размеров
размерной
цепи

Номинальн
ый размер
звена, мм

Значение
единицы
допуска
i j , мкм

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

после
согласован
ия величин
допусков

окончательно
после
согласования
предельных
отклонении
1А 5 0,73 06.0125Js 06.0125Js 06.0125Js
2А 1,5 0,55 1.0125,1h 1.0125,1h 1.0125,1h
3А 140 2,52 25.011140H 25.011140H 25.011140H
4А 1,5 0,55 1.0125,1h 1.0125,1h 1.0125,1h
5А 5 0,73 06.0125Js 06.0125Js 06.0125Js
6А 20,75 - 25.075.20 25.075.20 25.075.20
7А

92 2,17 22.01192h 22.01192h 82,013,1792А
8А 20,75 - 25.075.20 25.075.20 25.075.20
А Δ Т Δ =2,0 - ω Δ =1,91 ω Δ =1,91 Т ∆ =2,0

3,2
5,0

- - - 3,25,0

Из
м.
Ли
с
т
№ докум. Подп
ись
Да
т
а

Ли
с
т 4
4
28

3.

Из
м.
Ли
с
т
№ докум. Подп
ись
Да
т
а

Ли
с
т 4
5
29

НОРМИРОВАНИЕ ТОЧНОСТИ СОЕДИНЕНИЙ СЛОЖНОГО

ПРОФИЛЯ

3.1 Нормирование точности шпоночного соединения
Таблица 3.1

Карта исходных данных для шпоночного соединения
Наименования исходных данных Значения исходных
данных
Диаметр соединения, d мм 40
Ширина и высота шпонки (ГОСТ 23360), b x h, мм 12×8
Шпонка: крепежная
Тип производства: серийное
Количество шпонок в соединении: одна

Зубчатое колесо 7 установлено на вал 8 с помощью призматической
шпонки, обеспечивается хорошее центрирование. Паз полуоткрытый.
Диаметр вала d=36 мм, ширина шпонки b=12 мм.
Призматические шпонки имеют три исполнения. Для полуоткрытых
пазов для нормального соединения в условиях серийного и массового типов
производства применяется исполнение 3.
Размеры шпонки по ГОСТ 23360 выбираем по [4 стр.5, табл. 2], в
зависимости от диаметра вала.
ширина шпонки (b) – 12 мм;
высота шпонки (h) – 8 мм;
интервал длины 28…140 мм;
глубина паза на валу (t 1 ) –5,0 -0,2 мм;
глубина паза во втулке (t 2 ) – 3,3 +0,2 мм;
Длину шпонки (l) принимаем равной размеру диаметра вала –40 мм.
Условное обозначение Шпонка 12х8х40 ГОСТ 23360-78.
3.1.1 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 и расположено
посередине вала, то выбираем нормальное соединение.

3.1.2 Назначение поля допусков и квалитетов для деталей, входящих в

соединение

Из
м.
Ли
с
т
№ докум. Подп
ись
Да
т
а

Ли
с
т 4
4
30
Поле допуска по ширине шпонки выбираем по табл. 3.2. Ширина
шпонки выполняется по h9, ширина паза на валу - по N9, ширина паза в колесе
- Js9.
Ширина шпонки 043,0912h
;
ширина паза на валу 043,0912N
;
ширина паза в колесе 021,0021,0912JS .
Схема расположения полей допусков приведена на рис.10.

Рисунок 5 - Схемы расположения полей допусков на размер b

шпоночного соединения

а б

Рисунок 6 - Выполнение шпоночного соединения: а  поперечное

сечение в сборе; б сечение шпонки

Из
м.
Ли
с
т
№ докум. Подп
ись
Да
т
а

Ли
с
т 4
5
31

а б

Рисунок 7 - Поперечные сечения: а – вала, б – втулки
3.1.3 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 =0,5·43=21,5 мкм; по номинальной
длине шпоночного паза, ближайший допуск - 20мкм.
Т ≡ =2·43=86мкм, по номинальному диаметру ближайшим допуском будет
80мкм. Допуск симметричности зависимый, так как производство серийное.
3.2. Нормирование точности шлицевых соединений
Таблица 3.2

Карта исходных данных для шлицевого соединения
Наименования исходных данных Значения исходных
данных
z × d × D , мм 8×46×54

Соединение работает: с реверсом или с вращением

в одну сторону

Вращение в одну
сторону

Соединение вдоль оси: подвижное или

неподвижное подвижное

Шлицы в отверстии втулки: закалены или не

закалены закалены

Шлицевое соединение относится к тяжелой серии.
Z=8 d=46 D=54 b=9 d 1 =42,7 R=0,5
Для рассматриваемого варианта принимает центрирование по

Из
м.
Ли
с
т
№ докум. Подп
ись
Да
т
а

Ли
с
т 4
4
32
внутреннему диаметру шлицев. Центрирование по внутреннему диаметру d
применяется для закаленных подвижных соединений, когда после операции
протягивания отверстие втулки закаливается до высокой твердости (свыше 40
HRC), ее внутренний диаметр шлифуется на внутришлифовальном станке.
Окончательно диаметр d вала обрабатывается на шлицешлифовальном станке.

3.2.1 Выбор посадок шлицевого соединения

По табл.3.4 назначаем посадки на размеры шлицевого соединения. Для
неподвижного соединения с центрированием по d на наружный диаметр
принимаем посадку 11
12
а
Н
D
, на внутренний диаметр 6
7
js
H
d
,на ширину шлица

7
9
js
D
b
.
Условное обозначение шлицевого соединения
7
8
9
11
12
54
7
7
468

f
F
x
a
H
x
f
H
xd

Втулка (отверстие) этого соединения имеет вид:
8912547468FHHd , а вал 7911547468fafd .
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 =46H7 +0,025
наружный диаметр D =54H12 +0,3
толщина зуба b = 035.00130,89F
б) для шлицевого вала:
внутренний диаметр 025.0050.0746fd ,
наружный диаметр 34,053,01154aD ,
ширина впадины 013.0028.079fb .
Схема расположения полей допусков для шлицевого соединения
приведена на рис.16.

Из
м.
Ли
с
т
№ докум. Подп
ись
Да
т
а

Ли
с
т 4
5
33

Рисунок 8 - Схемы полей допусков шлицевого соединения: а –
внутренний диаметр, б – наружный диаметр, в – ширина шлицев

3.2.2 Назначение шероховатости поверхностей

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