- 0,052; - 0,036 мм. Допуски повинні бути стандартними. p> Розмір вважаємо компенсуючим (увязочная) і визначаємо з умови, що
[ ТА О” ] =
Тоді
= 0,35 - (0,074 +0,52 +0,036 +0,052 +0,036) = 0,1 мм.
Приймаємо для розміру стандартний допуск по h10 рівним 0,100 мм (, табл.1.35, с.113).
5. Призначаємо граничні відхилення складових розмірів
Для охоплюють поверхонь призначаємо відхилення як для основних отворів, тобто зі знаком "плюс"; для охоплених - як для основних валів, тобто зі знаком "мінус".
Верхні і нижні відхилення складових розмірів будуть наступними:
Es ( A 1 ) = +0,074 Мм; Ei ( A 1 ) = 0; ля охоплюють поверхонь призначаємо відхилення як для основних отворів, тобто
Es ( A 2 ) = +0,052 Мм; Ei ( A 2 ) = 0; ля охоплюють поверхонь призначаємо відхилення як для основних отворів, тобто Es ( A 3 ) = 0; Ei ( A 3 ) = - 0,036 мм; ля охоплюють поверхонь призначаємо відхилення як для основних отворів, тобто
Es ( A 4 ) = 0; Ei ( A 4 ) = - 0,052 мм; ля охоплюють поверхонь призначаємо відхилення як для основних отворів, тобто
Es ( A 5 ) = 0; Ei ( A 5 ) = - 0,100 мм;
Es ( A 6 ) = 0; Ei ( A 6 ) = - 0,036 мм. p> У робочих кресленнях деталей повинні бути проставлені наступні розміри з відхиленнями:;;;;.
Допуски на складові ланки розмірної ланцюга можуть бути визначені за формулою:
ля охоплюють поверхонь призначаємо відхилення як для основних отворів, тобто p> Для охоплюють поверхонь призначаємо відхилення як для основних отворів, тобто
Тоді ТА 1 = 0,074 мм; ТА 2 = 0,052 мм; ТА 3 = 0,036 мм; ТА 4 = 0,052 мм; ТА 5 = 0,100 мм; ТА 6 = 0,036 мм. p> 6. Перевіряємо правильність виконаного розрахунку розмірної ланцюга
Повинно виконуватися умова
[ ТА О” ] ≥
[ ТА О” ] = 0,35 мм;
0,074 + 0,052 + 0,036 + 0,052 + 0,100 + 0,035 = 0,35 мм., 0,35 мм = 0,35 мм. br/>
Повна взаємозамінність деталей складальної одиниці забезпечена.
2 Вибір посадок
У заданій складальної одиниці (рис.1) посадки утворюють з'єднання втулки з корпусом, вала з втулкою, малої шестерні з валом і великий шестерні з валом. Вибір посадок будемо робити на основі даних довідкової літератури ([1], с.297-346).
Втулка, по своїй службовій ролі як підшипник ковзання, встановлюється в корпусі нерухомо. Керуючись рекомендаціями довідкової літератури ([1], с.340), для з'єднання втулки з корпусом призначимо посадку в системі отвору Г?80 (Г?80). У дужках позначена аналогічна посадка в системі ОСТ.
Так як втулка, мала шестерня і велика шестерня знаходяться в сполученні з одним і тим же валом з номінальним діаметром 110, однакових для всіх трьох сполучень, то для здешевлення виготовлення валу раціонально всі три посадки призначити в системі вала. Для сполучень малої шестерні з валом і валу зі втулкою призначаємо посадку Г?60 (Г?60) згідно службових функцій цих сполучень ([1] с.304). Для сполучення великий шестерні з валом у відповідності зі службової роллю цього з'єднання вибираємо посадку Г?60 (Г?60) з додатковим кріпленням шестерні на валу шпонкою ([1], С.324).
2.1 Графічне побудова полів допусків обраних посадок і їх характеристики
Для графічного побудови полів допусків посадок (рис.3-5) використовуємо граничні відхилення, наведені в таблицях довідкової літератури [1]. br/>В
Малюнок 3-Положення полів допусків посадки
Г?80 ([1], c.79, 95)
Характеристика отвору: EI = 0; ES = 0,03 мм; D = 80мм;
D макс = D + ES = 80,0 + 0,03 = 80,03 мм;
D хв = D + EI = 80 + 0 = 80мм;
TD = D макс - D хв = 80,03 - 80 = 0,03 мм. br/>
Характеристика валу: ei = 0,032 мм; es = 0,051 мм; d = 80,0 мм;
d макс = d + es = 80,0 + 0,051 = 80,051 мм;
d хв = d + ei = 80,0 + 0,032 = 80,032 мм;
Td = d макс - d хв = 80,051 - 80,032 = 0,019 мм. br/>
Характер...
