2

22

ОБЩИЙ ОБЪЁМ И ОФОРМЛЕНИЕ

Целью курсовой работы является расчёт и выбор оптимальных посадок для типовых соединений деталей машин.

Курсовая работа включает следующие задачи:

1. Расчёт и выбор переходной посадки;

2. Расчёт и выбор посадки с натягом;

3. Расчёт и выбор посадки подшипника качения;

4. Назначение посадок соединений деталей в узле;

5. Расчёт исполнительных размеров гладких предельных калибров;

6. Расчёт параметров резьбового соединения;

7. Расчёт вида сопряжения и выполнение рабочего чертежа зубчатого колеса;

8. Назначение допусков формы и расположения поверхностей и выполнение рабочего чертежа типовой детали;

9. Расчёт сборочной размерной цепи;

10. Выполнение рабочих чертежей гладких предельных калибров.

Текстовая часть курсовой работы выполняется на формах 5 и 5а в соответствии с требованиями ЕСКД к текстовым документам ГОСТ 2.105-95 в объёме 18...20 листов. Графическая часть работы включает в себя рабочие чертежи и схемы полей допусков соединений, выполняемые в соответствии с правилами выполнения чертежей ЕСКД.

Общий объём графической части составляет 1...1,5 листа А 1.

Защита курсовой работы проводится одновременно с защитой проекта по курсу «Детали машин». Выдача задания производится после выполнения эскизной компоновки редуктора.

ПРИМЕР ВЫПОЛНЕНИЯ РАБОТЫ И МЕТОДИЧЕСКИЕ УКАЗАНИЯ

1 РАСЧЁТ И ВЫБОР ПЕРЕХОДНОЙ ПОСАДКИ

Для проектируемого редуктора подобрать стандартную посадку зубчатого колеса на вал.

Исходные данные:

Модуль зацепления ;

Число зубьев ;

Посадочный диаметр вала ;

Степень точности по ГОСТ 1643-81 - 8 (выбирается при расчёте зубчатой передачи на прочность в зависимости от окружной скорости). Соединение неподвижное, разъёмное с креплением при помощи шпонки.

Для соединений такого типа применяются переходные посадки, которые обеспечивают высокую точность центрирования и лёгкость сборки.

Требуемая точность центрирования определяется величиной наибольшего зазора

(1.1)

где - допуск радиального биения зубьев по ГОСТ 1643-81 , табл. 5.7;

- коэффициент запаса точности, компенсирующий погрешности формы и расположения поверхностей вала и колеса, смятие неровностей, износ поверхностей при повторных сборках и разборках; .

Для рассматриваемого примера для и .

Предельные значения зазора

.

Средний расчётный зазор .

Из рекомендуемых стандартных полей допусков в системе отверстия выбираем переходные посадки. Подбираем оптимальную посадку так, чтобы был равен или меньше на 20% от .

Такими посадками по ГОСТ 25347-82 будут

1) ; ;

2) ; ;

3) ; ;

4) ; .

Для заданного соединения подходит посадка ; Посадка обеспечит лучшую соосность соединяемых деталей, но увеличит трудоёмкость сборки, т.к. относительный зазор ; Выбираем посадку ; . .

Рисунок 1-Схема полей допусков переходной посадки

Т.к. , то определим и сравним предельный вероятностный зазор.

Должно быть .

Лёгкость сборки определяют вероятностью получения натягов в посадке. Необходимо построить кривые нормального распределения отклонений размеров вала и отверстия, а также кривую нормального распределения посадок.

Принимаем, что допуск равен величине поля рассеяния

,(1.2)

где - среднее квадратичное отклонение.

Среднее квадратичное отклонение отверстия

Среднее квадратичное отклонение вала

Среднее квадратичное отклонение посадки

Определяем значения зазора или натяга при средних значениях размеров

Если в переходной посадке , то

Вычислим вероятность того, что значение зазора находится в пределах от 0 до 2,5.

,

,

где Z - аргумент функции Лапласа.

По таблице 1.1, [1] находим .

Вероятность зазоров в соединении

Вероятность натягов в соединении

Наибольший вероятностный зазор

Построение кривых нормального распределения производим по таблице плотностей распределения вероятности нормального распределения. Ряд численных значений , необходимых для построения кривой дан в таблице 1. Величины отклонений размеров на всех трёх графиках должны быть даны в одном масштабе. Для значений X и соответствующих определяют координаты Y в выбранном масштабе q(мм). Целесообразно половину каждой кривой строить по шести значениям. Наибольшие значения Z принимаются .

Началом отсчёта для значений X являются средние значения, соответствующие осям симметрии кривых нормального распределения. Масштабы ординат для кривых рассеяния вала, отверстия и посадки взаимосвязаны, т.к. площади, ограниченные кривыми и осями абсцисс должны быть равными. Если выбрать масштаб ординат точек кривой распределения отверстия - , то масштаб ординат точек кривой распределения вала

Масштаб кривой распределения посадки

Задаёмся для абсцисс точек масштабом, для рассматриваемого примера .

Для ординат точек кривой распределения отклонений отверстия примем .

Тогда ;

.

Масштаб абсцисс 1 мкм=5 мм.

Результаты расчётов занесём в таблицу 1.

Таблица 1.

Z=X/s	X мкм	X в мм на черт.	Ф'(Z)	Y= Ф'(Z)*q , мм
	XD	Xd	XNS	XD	Xd	XNS		YD	Yd	YNS
0	0	0	0	0	0	0	0,3989	40	62,2	34
0,5	2,08	1,33	2,47	20,4	6,7	12,3	0,3521	65	55	30
1,0	4,16	2,66	4,93	20,8	13,3	25	0,2420	24	38	20
1,5	6,22	3,99	7,4	31,1	20	37	0,1295	13	20	11
2,0	8,32	5,32	9,86	41,6	26,6	49,3	0,0540	5,4	8	5
2,5	10,4	6,65	12,32	52	33,25	61,6	0,0179	1,8	3	1,5
3,0	12,5	8	14,79	62,5	40	73,95	0,0044	0,4	0,7	0,37

Рисунок 2 - Кривые распределения отклонений вала и отверстия 

Рисунок 3 - Кривая распределения зазоров и натягов

2 РАСЧЁТ И ВЫБОР ПОСАДКИ С НАТЯГОМ

2.1 Исходные данные

Соединение передаёт крутящий момент .

Материал соединяемых деталей - сталь 45.

Геометрические параметры соединения (Рисунок 4)

Рабочая температура близка к температуре сборки. Запрессовка механическая.

(Условные обозначения: отверстие -

вал- )

Рисунок 4 - Расчетная схема соединения

2.2 Расчёт посадки

При расчёте определяются предельные ( и ) величины натяга в соединении.

Наименьший функциональный натяг определяется из условия обеспечения прочности соединения по формулам:

а) при нагружении крутящим моментом

(2.1.)

б) при осевом нагружении

(2.2.)

в) при одновременном совместном нагружении крутящим моментом и осевой силой

(2.3.)

где f - коэффициент трения при запрессовке (приложение А);

и - модуль упругости материала, Па (приложение А);

и - коэффициент жёсткости конструкции.

Где и - коэффициенты Пуассона (приложение А).

Наибольший функциональный натяг определяется из условия обеспечения прочности соединяемых деталей по формуле:

(2.4.)

где - наибольшее допускаемое давление на контактной поверхности, при котором отсутствуют пластические деформации.

а) для отверстия

б) для вала

,

где - предел текучести материала деталей при растяжении (приложение А.)

Рассчитываемое соединение нагружено крутящим моментом.

Определим только для охватывающей детали (худшее условие, так как для сплошного вала будет больше)

Из функционального допуска посадки определяем конструкторский допуск посадки, по которому устанавливаем квалитеты вала и отверстия

(2.5.)

где - функциональный допуск посадки.

(2.6.)

где - конструкторский допуск посадки;

- эксплуатационный допуск.

(2.7.)

где - допуск отверстия;

- допуск вала.

(2.8.)

где - запас прочности соединения;

- запас надёжности.

В зависимости от величины и номинального размера соединения распределяем функциональный допуск между и так, чтобы точность изготовления сопрягаемых деталей была экономически приемлемой (IT5...IT8), запас эксплуатации может составлять до 50% .

Точность детали определяется номером квалитета, который характеризуется определённым числом единиц допуска.

где - коэффициент квалитета;

- единица допуска, мкм;

D - средний диаметр интервала размеров по таблице значений допусков, мм.

Значение единицы допуска , мкм, определяем по табл. 3.3, с.20 [2]

В примере примем .

Тогда конструкторский допуск .

Допуски вала и отверстия .

По приложению А определяем, что точность деталей соответствует IT6. Можно несколько уменьшить и соответственно увеличить номер квалитета, т. е. допуск деталей. Если, то принимаем для отверстия и вала , так как посадки с натягом в квалитетах грубее не предусмотрены. Можно увеличить допуск одной детали, желательно всегда отверстия.

Итак, принимаем для вала IT6, для отверстия IT7, соответственно уменьшив .

2.3 Выбор посадки

Прежде чем выбрать посадку, в расчётное значение предельных натягов необходимо внести поправки.

а) поправка U - учитывающая смятие неровностей контактных поверхностей соединяемых деталей.

(2.9.)

где - коэффициенты, учитывающие величину смятия неровностей, (приложение А).

Для материалов с одинаковыми механическими свойствами

б) поправка - учитывающая разность рабочей температуры и температуры сборки, и различие коэффициентов линейного расширения.

(2.10.)

где - коэффициенты линейного расширения;

- рабочие температуры;

- температура сборки деталей;

- номинальный диаметр соединения.

При и поправка со знаком «плюс».

При и поправка со знаком «минус».

При и поправка со знаком «минус».

При и поправка со знаком «плюс».

в) поправка - учитывающая деформацию деталей от действия центробежных сил (для диаметров до 500мм и V до 30 ).

В рассматриваемом примере:

так как близка к .

так как скорость вращения сопрягаемых деталей невелика.

Если и не заданы, то определяем их, исходя из допусков деталей (вала и отверстия).

- для относительной геометрической точности H (нормальный), допуск формы в пределах допуска или 60%.

- для относительной геометрической точности П (повышенный), допуск формы 40%.

- для относительной геометрической точности В (высокая), допуск формы 25%.

Определяем функциональные расчетные натяги с учётом поправок

Выбор посадки делаем по для определённых ранее квалитетов вала и отверстия, соблюдая следующие неравенства.

а) тогда ;

б) тогда ;

в) .

Рекомендуется выбирать посадку в следующем порядке:

а) Из числа рекомендуемых полей допусков (Рисунок 5) (см. приложения Б,В)

Рисунок 5

Посадка не работоспособна, не выполняются условия б) и в).

Посадка работоспособна, но не оптимальна.

б) Из числа посадок в системе отверстия (Рисунки 5 и 6.)

Рисунок 6

Обе посадки работоспособны, но не обеспечивают запаса прочности соединения (долговечность) так как не выдерживается условие в) выбора посадок.

в) Комбинированную посадку из числа рекомендуемых полей допусков (рис.7)

Рисунок 7 - Схема расположения полей допусков посадки с натягом

Из этих полей допусков составим ряд комбинированных посадок и проанализируем их.

1.

2.

3.

4.

Анализируя эти посадки, можно сказать, что за исключением посадки , все работоспособны. Наибольший запас у посадки , можно принять её и проставить на чертеже. Посадка имеет больший запас прочности соединения, но недостаточный запас надёжности (1мкм).

Если не удаётся подобрать оптимальную посадку, из стандартных полей допусков, то применяют следующие организационно-технические мероприятия:

1. Селективную сборку.

2. Дополнительное крепление соединяемых деталей.

Изменяют конструктивные параметры соединения, технологию сборки или физико-механические свойства материала.

3 ПОСАДКИ ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ

Исходные данные:

1. Радиальная нагрузка на подшипник (определяется при выборе валов на прочность, как реакция в наиболее нагруженной опоре).

2. Класс точности подшипника по ГОСТ 520-71. Для опор валов в редукторах принимаем класс точности 0.

3. Присоединительные размеры подшипника определяются по его номеру.

Задан подшипник 307 ГОСТ 8338-75.

, диаметр наружного кольца

, диаметр внутреннего кольца

, ширина кольца

, радиус фаски

Серия - средняя.

3.1 Расчёт и выбор посадок подшипника

Выбор посадки колец подшипника определяется характером нагружения. Вращающееся кольцо испытывает циркуляционное нагружение. Выбор посадки при циркуляционном нагружении производится по интенсивности радиальной нагрузки на посадочной поверхности.

где - интенсивность радиальной нагрузки;

- рабочая ширина кольца, м;

- динамический коэффициент посадки, зависящий от характера нагрузки (при перегрузке до 150% ; при перегрузке до 300%, сильных ударах и вибрации );

- коэффициент, учитывающий степень ослабления натяга при полом вале или тонкостенном корпусе (для сплошного вала ), [2], табл. 4.90, с.286;

- коэффициент неравномерности распределения нагрузки между рядами тел качения для сдвоенных шариковых и двухрядных роликовых подшипников качения при наличии осевой нагрузки на опору.

Значения зависящие от приведены в [2], табл. 4.91, с.286.

По [2], табл. 4.92, с.287 для диаметра выбираем посадку.

Найденным значениям соответствует основное отклонение . Номер квалитета зависит от класса точности подшипника. При посадке на вал для классов точности 0, 6 -- IT6

4, 5 -- IT5

2 -- IT4

При посадке в корпус для классов точности

0, 6 -- IT7

4,5 -- IT6

2 -- IT5.

Поле допуска для рассматриваемого примера будет .

Неподвижное кольцо подшипника испытывает местное нагружение. Основное отклонение выбираем по [2], табл. 4.89, с.285.

Для рассматриваемого примера поле допуска отверстия в корпусе будет .

3.2 Построение схемы расположения полей допусков

Определяем отклонения наружного и внутреннего колец подшипника по ГОСТ 520-71. Отклонения вала и корпуса находим по таблицам ГОСТ 25345-82.

3.2.1. Посадка на вал

Предельные отклонения вала

; .

По [2], табл. 4.82, с.273 предельные отклонения внутреннего кольца

,

Обозначение поля допуска внутреннего кольца - KB.

Найденные отклонения наносим на схему, где указываем предельные натяги.

Рисунок 8 - Схема расположения полей допусков при посадке на вал

3.2.2 Посадка в корпус

Предельные отклонения отверстия

;

Предельные отклонения наружного кольца подшипника [2], табл. 4.83, с.276

;

Обозначение поля допуска наружного кольца - hB.

Рисунок 9 - Схема расположения полей допусков при посадке в корпус

Выбранную посадку с натягом для внутреннего кольца следует проверить, чтобы наибольший табличный натяг не превышал допускаемого натяга во избежание разрыва кольца.

где К - коэффициент, принимаемый для подшипников лёгкой серии - 2,8, средней серии - 2,3, тяжёлой - 2;

d - диаметр внутреннего кольца, м;

- допускаемое напряжение на растяжение, МПа (для подшипниковой стали ).

В рассматриваемом примере

По таблице радиальных зазоров в подшипниках [5, табл.1, с.161] или приложению Г определяется наибольший и наименьший радиальный зазор для подшипника основного ряда и вычисляется значение среднего начального зазора

В рассматриваемом примере S_max =26мкм, S_min =12мкм, S_m =19мкм.

Определяется значение приведенного среднего диаметра беговой дорожки циркуляционно нагруженного кольца подшипника.

Для внутреннего кольца

Для наружного кольца ,

где d_o - приведенный диаметр внутреннего кольца, мм

D_o- приведенный диаметр наружного кольца, мм

d - диаметр внутреннего кольца, мм

D - диаметр наружного кольца, мм

В рассматриваемом примере

Определяется величина диаметральной деформации дорожки качения циркуляционно нагруженного кольца после посадки его на сопрягаемую деталь с натягом. При посадке внутреннего кольца на вал

, мкм

При посадке наружного кольца в корпус

, мкм

где N_E- эффективный (действительный) натяг, мкм - N_E=0,85N_max

В рассматриваемом примере

По величине диаметральной деформации циркуляционно нагруженного кольца определяется посадочный зазор S₂ подшипника после посадки его на вал или в корпус. При посадке на вал

При посадке в корпус

Для рассматриваемого примера мкм

В случае отсутствия посадочного зазора и образования натяга, необходимо заменить подшипник основного ряда подшипником дополнительного 7-го или 8-го ряда с увеличенным начальным радиальным зазором. В случае образования в подшипнике большого посадочного зазора S₂50мкм, следует выбрать подшипник по дополнительному 6-му ряду с уменьшенным начальным радиальным зазором. Оптимальным посадочным зазором в подшипнике считается зазор по величине близкий нулю.

3.3 Определение допусков формы, расположения поверхностей, шероховатости поверхностей посадочных мест под подшипник

Шероховатость посадочных поверхностей валов и отверстий корпусов рекомендуется принимать по [2], табл. 4.95, с.296.

Для рассматриваемого примера

Поверхность вала - Ra=1,25мкм.

Поверхность отверстия - Ra=1,25мкм.

Торцов заплечиков валов и отверстий - Ra=2,5мкм

Допуск цилиндричности посадочных мес? валов и отверстий корпусов не должен превышать: под подшипники классов точ?ости 0 и 6 - четверти допуска на диаметр, а под подшипники классов точности 5 и 4 - одной восьмой допуска.

Для рассматриваемого примера допуск цилиндричности вала , отверстия корпуса .

Биение опорных торцов заплечиков валов и отверстий корпусов под подшипники назначать по [1], табл. 2.33, с.424, табл. 2.28, с. 414.

Для рассматриваемого примера

Торцовое биение заплечиков вала - 12мкм.

Торцовое биение заплечиков отверстия корпуса - 30мкм.

3.4. В графической части работы выполняем на формате А4 схему расположения полей допусков отверстия корпуса, вала, наружного и внутреннего колец подшипника. Указываем на схеме предельные натяги и зазоры.

На сборочном чертеже указываем посадки подшипника, на рабочих чертежах деталей наносим при помощи условных обозначений шероховатость, допуски формы и расположения посадочных поверхностей.

4 НАЗНАЧЕНИЕ ПОСАДОК

На сборочных чертежах курсового проекта для всех сопряжений проставить посадки:

а) полученные расчётом; б) назначенные исходя из условий работы по рекомендациям литературы [1], с.297...318, с.323...331, с.341...345.

5 РАСЧЁТ КАЛИБРОВ

Рассчитать исполнительные размеры калибров для контроля вала и отверстия. Исходные данные взять из задания 1 или 2 по указанию руководителя.

Дано соединение ;

5.1 Расчёт калибра-пробки

Определяем верхнее и нижнее отклонения :

нижнее отклонение отверстия .

верхнее отклонение отверстия .

Наибольший предельный размер отверстия .

Наименьший предельный размер отверстия .

о таблице ГОСТ 24853-81 «Калибры гладкие для размеров до 500мм. Допуски» или приложению Г определяем:

- отклонение середины поля допуска на изготовление проходного калибра-пробки относительно наименьшего предельного размера.

- допуск на изготовление калибра-пробки.

- допустимый выход размера изношенного проходного калибра-пробки за границу поля допуска изделия.

Строим схему расположения полей допусков отверстия, ПР и НЕ калибров-пробок.

Рисунок 10 - Схема расположения полей допусков

Подсчитаем исполнительные размеры.

Наибольший размер ПР стороны калибра-пробки.

Наибольший размер НЕ стороны калибра-пробки.

Исполнительный размер ПР стороны калибра-пробки, который ставится на чертеже калибра, равен .

Исполнительный размер НЕ стороны калибра-пробки .

Чертёж калибра-пробки оформляется по всем требованиям стандартов ЕСКД.

Конструкция и основные размеры определяются ГОСТ 14810-69, ГОСТ 14813-69, ГОСТ 14815-69, ГОСТ 14816-69.

В приложении Ж даны размеры калибров.

5.2 Расчёт калибра-скобы

Определяем верхнее и нижнее отклонения вала :

верхнее отклонение

нижнее отклонение .

Наибольший предельный размер вала .

Наименьший предельный размер вала .

По приложению 1 определяем:

.

Строим схему расположения полей допусков вала, проходной и непроходной скобы.

Рисунок 11 - Схема расположения полей допусков

Исполнительные размеры калибров-скоб:

Наименьший предельный размер ПР стороны калибра-скобы

Наименьший предельный размер НЕ стороны калибра-скобы

Исполнительный размер ПР стороны, который проставляется на чертеже калибра-скобы, равен

Исполнительный размер НЕ стороны

Размер полностью изношенного калибра-скобы

Чертёж калибра-скобы выполняется по всем требованиям ЕСКД. В приложении Е даны размеры калибров.

6. РАСЧЁТ ПАРАМЕТРОВ РЕЗЬБОВОГО СОЕДИНЕНИЯ

Исходные данные: Резьба метрическая .

(Посадка резьбового соединения задаётся преподавателем)

6.1. Определение номинальных параметров резьбы

Номинальные параметры резьбы определяем по [2], с.144, табл. 4.24.

- наружный диаметр

- средний диаметр

- внутренний диаметр

Шаг резьбы

Высота исходного профиля

Рабочая высота профиля

Угол профиля .

В соответствии с полученными размерами вычерчиваем в масштабе увеличения профиль резьбы.

Профиль резьбы (25:1)

Рисунок 12 -

6.2. Определение предельных размеров резьбы

Предельные отклонения внутренней резьбы

[2], табл. 4.29, с.154...165.

- верхнее отклонение среднего диаметра.

- верхнее отклонение внутреннего диаметра.

Нижние отклонения и равны нулю.

Предельные отклонения наружной резьбы [2], табл. 4.29

Верхние отклонения

- нижнее отклонение среднего диаметра.

- нижнее отклонение наружного диаметра.

Подсчитываем предельные размеры внутренней и наружной резьбы и заносим результаты в таблицу.

Таблица 2 - Предельные размеры резьбы

Диаметры	Резьба	Предельные отклонения, мм	Предельные размеры, мм
		Верхнее	Нижнее	Наибольший	Наименьший
d(D)=24	Внутренняя Наружная	не установлено -0,032	0 -0,268	-- 23,969	24 23,732
d2(D2)=23,02	Внутренняя Наружная	+0,2 -0,032	0 -0,182	23,226 22,994	23,026 22,844
d1(D1)=22,376	Внутренняя Наружная	+0,3 -0,032	0 не установлено	22,676 22,344	22,376 --

6.3. По найденным предельным отклонениям резьбы строим схему полей допусков резьбы

Рисунок 13 - Схема полей допусков внутренней резьбы 6H и наружной резьбы 6g

7 ЗУБЧАТЫЕ КОЛЁСА И ПЕРЕДАЧИ

Исходные данные: модуль зацепления ; число зубьев ; межосевое расстояние ; ширина колеса .

7.1 Выбор степени точности и вида сопряжения зубчатых цилиндрических передач

Выбор степени точности производится на основе конкретных условий работы передач и предъявляемых к ней требований (окружной скорости, передаваемой мощности, режима работы, требований к кинематической точности, плавности и бесшумности, долговечности и т. д.).

При назначении степени точности передачи следует использовать значение окружной скорости зубчатых колёс, найденное при расчёте зубчатой передачи и рекомендациям [2], табл. 5.12, 5.13, 5.14, с. 328...332. Назначаем для рассматриваемого примера 8 степень точности по ГОСТ 1643-81.

Вид сопряжения, определяемый величиной гарантированного бокового зазора устанавливается независимо от степени точности и их комбинирования.

Расчёт гарантированного бокового зазора, определяющего вид сопряжения должен производиться с учётом: 1) температурного режима работы передачи, 2) способа смазки и окружной скорости зубчатых колёс, 3) допустимого свободного поворота зубчатого колеса в пределах бокового зазора.

Боковой зазор, соответствующий температурной компенсации, определяется по формуле

при угле зацепления

, (7.1)

где - межосевое расстояние передачи, мм;

- коэффициенты линейного расширения для материалов колёс и корпуса, [1], табл. 1.62, с.187. Для стальных колёс , для чугунного корпуса , ;

- предельные температуры соответственно зубчатых колёс и корпуса.

Температура зубчатых колёс , температура корпуса .

Величину бокового зазора (мкм), необходимого для размещения слоя смазки, ориентировочно можно определить

, мкм

где - нормальный модуль, мм.

Меньшие значения принимаем для тихоходных передач и большие для быстроходных.

Принимаем.

Гарантированный боковой зазор

По [2], табл. 5.17, с.336 выбираем вид сопряжения С для которого .

7.2 Выполнение рабочего чертежа зубчатого колеса

7.2.1 Выбор точности заготовки зубчатого колеса

Требования точности заготовок зависят от принятого технологического процесса обработки и методов измерения зубчатых колёс.

Основными технологическими базами колёс являются:

1) отверстие зубчатого колеса, используемое для монтажа колеса на вал; у валов-шестерён - опорные шейки вала;

4) наружный цилиндр зубчатого колеса, используемый при выверке заготовки на зуборезном станке и контроле размеров зуба;

3) базовый торец зубчатого колеса, по которому базируется заготовка при обработке зубьев.

Требования к точности элементов заготовки приведены в [2], с.351, табл. 5.25.

7.2.2 Оформление чертежей цилиндрических зубчатых колёс

Чертежи колёс выполняются в соответствии с требованиями ЕСКД по ГОСТ 2.403-75 [2], с.335.

Расчёт геометрических параметров колеса произведён в проекте по деталям машин в соответствии с ГОСТ 16532-70.

Отклонение диаметра вершин зубьев и допуски на радиальное биение заготовки определяются по формулам [2], с.354, табл. 5.26.

Для рассматриваемого примера выбираем вариант использования наружного цилиндра заготовки в качестве базы для контроля размеров зубьев.

,

где - отклонение диаметра заготовки;

- допуск на смещение исходного контура, мкм [2], с.339, табл. 5.19.

,

По [1], с.43, табл. 1.8 для назначаем отклонение h8.

,

где - радиальное биение заготовки

При значениях, не совпадающих со стандартными, округляем в меньшую сторону по [1], с.443, табл. 2.40.Отклонения на ширину зубчатого венца назначаем по h11, h12, h13, h14 (Если размер ступицы колеса входит в размерную цепь, то предельные отклонения определены в расчёте размерной цепи).

Торцовое биение базового торца определяем по [2], с.335, табл. 5.27.В таблице параметров зацепления приводятся данные для контроля взаимного расположения разноимённых профилей зубьев по любому из следующих вариантов:

1) постоянная хорда зуба и высота до постоянной хорды ;

2) длина общей нормали W;

3) толщина по хорде и высота до хорды ;

4) торцовый размер по роликам (шарикам) M и диаметр ролика (шарика) D.

При измерении толщины зуба на базе рабочей оси наименьшее отклонение и допуск на толщину зуба выбираются по [2], с.346...347, табл. 5.22, 5,23.

При измерении на базе наружного цилиндра производственные отклонения и допуски при рассчитываются по формулам [2], с.354, табл. 5.26.

Для рассматриваемого примера

[2], с.358, табл. 5.29.

Наименьшее производственное отклонение толщины зуба

,

где [2], с.346, табл. 5.22

[2], с.347, табл. 5.23

Производственный допуск

Наибольшее отклонение толщины зуба

В таблице параметров зацепления указываем

8. РАСЧЁТ РАЗМЕРНЫХ ЦЕПЕЙ

Рассчитать размерную цепь - это значит определить допуски и отклонения всех её размеров исходя из требований конструкции и технологии изготовления.

В курсовой работе необходимо решить конструкторскую задачу - определить допуски и предельные отклонения составляющих звеньев по допуску и отклонениям исходного звена.

8.1. Постановка задачи

При проведении размерного анализа рекомендуется выделять звенья и составлять размерные цепи, руководствуясь следующими положениями:

В каждой размерной цепи, может быть только одно исходное (замыкающее) звено.

Для выявления исходного звена необходимо установить требования к точности, которым должна удовлетворять сборочная единица. Эти требования можно разделить на 2 группы:

- точность взаимного расположения деталей, сборочных единиц, обеспечивающая качественную работу при эксплуатации, например: перпендикулярность осей валов конического редуктора, осевая «игра» подшипников и т.д.

- точность взаимного расположения деталей, сборочных единиц, обеспечивающая собираемость изделия, например: точность взаимного положения валов редуктора и электродвигателя, соединяемых муфтой.

По чертежам общих видов и сборочных единиц выявляются и фиксируются все требования к точности, которые должны быть выполнены при изготовлении и сборке изделия, т. е. выявляются исходные звенья. При выявлении исходных звеньев их номинальные размеры и допускаемые отклонения устанавливаются по стандартам, на основании опыта эксплуатации по аналогии с ранее спроектированными изделиями, путём теоретических расчётов и экспериментов.

Допуск исходного звена в конструкторской размерной цепи устанавливаем исходя из функционального назначения узла.

3. Для нахождения составляющих звеньев после определения исходного звена следует идти от поверхностей (осей) деталей, образующих исходное звено, к основным базам этих деталей, от них - к основным базам деталей, базирующих первые детали, и т. д. до образования замкнутого контура.

Исходное (замыкающее) и составляющие звенья должны образовать замкнутый контур. Каждая размерная цепь должна состоять из возможно меньшего числа звеньев. В число составляющих звеньев, необходимо включать размеры деталей, непосредственно влияющих на исходное (замыкающее) звено и стремиться к тому, чтобы от каждой детали в линейную размерную цепь входил только один размер.

4. При составлении размерной цепи все составляющие звенья её обозначаются прописными буквами латинского алфавита с цифровым индексом (например , ...). Исходное (замыкающее) звено обозначается той же буквой с индексом . Звенья нумеруются в направлении обхода составляющих звеньев, начиная со звена, соседнего с исходным (замыкающим). Примеры составления размерных цепей для различных конструкций узлов показаны в [3], [4].

Рисунок 8.1.

8.2. Выбор метода достижения точности замыкающего звена

Выбор метода достижения точности замыкающего звена зависит от допуска замыкающего звена, числа звеньев размерной цепи, величин допусков стандартных или заранее известных звеньев размерной цепи.

Рассмотрим расчёт размерной цепи (Рисунок 8.1.) для трёх вариантов точности исходного звена.

1) от 1 мм до 3,5 мм;

2) от 1 мм до 1,8 мм;

3) от 0,1 мм до 0,5 мм.

Составляем схему размерной цепи ..

Рис. 8.2.

Звенья мм. Ширина подшипников .

Допуски на ширину колец подшипников определяем по ГОСТ 520-71 [2], с.273, табл. 4.82.

Определяем увеличивающие и уменьшающие звенья и составляем уравнение размерной цепи.

(8.1.)

Для исследования вопроса о методе обеспечения заданной точности исходного звена определяем среднюю величину допуска составляющих звеньев по способу равных допусков

(8.2.)

где - сумма допусков составляющих звеньев с заданными значениями;

m - число всех звеньев размерной цепи, в том числе и исходного;

k - число звеньев с известными допусками;

- допуск замыкающего (исходного) звена.

Определим допуск замыкающего звена для рассматриваемых вариантов:

1) ;

2) ;

3) .

Находим среднее значение допуска составляющих звеньев.

1 ВАРИАНТ:

Определяем число единиц допуска для самого большого звена .

где а - число единиц допуска;

i - единица допуска, мкм. [2], с.20, табл. 3.3.

По [1], с.43, табл. 1.8 определяем номер квалитета. Точность звена соответствует 12 13 квалитету, а для меньших размеров при этом допуске будет ещё больший номер квалитета, что экономически приемлемо. Применяем в этом случае метод, обеспечивающий полную взаимозаменяемость.

2 ВАРИАНТ:

;

Определяем, что коэффициент квалитета соответствует IT9 для самого большого, и IT10 для меньшего размера, поэтому метод полной взаимозаменяемости для этого варианта экономически неприемлем. Применяем метод неполной взаимозаменяемости с применением вероятностного расчёта.

3 ВАРИАНТ:

, что соответствует IT6

В других случаях может оказаться меньше допуска 5 квалитета, т. е. методом максимума-минимума и вероятностным методом решить задачу практически невозможно или неэкономично. В таких случаях точность замыкающего звена достигается одним из трёх методов: группового подбора (селективная сборка), пригонки или регулирования.

1. Метод групповой взаимозаменяемости применяется для малозвенных цепей . В данном случае метод неприемлем.

2. Метод пригонки применяется в мелкосерийном или единичном производствах. Если принять соответствующий способ производства, метод можно применить для рассматриваемой задачи.

3. Принимаем, что узел изготавливается в крупносерийном производстве. Поэтому применяем метод регулирования. Рассмотрим эти методы обеспечения точности исходного звена для вариантов цепи (число звеньев и номинальные размеры одни и те же).

8.3 Расчёт размерной цепи методом полной взаимозаменяемости

Задачу решаем способом допусков одного квалитета. Определяем число единиц допуска .

[2], с.20, табл. 3.3.

Коэффициент квалитета соответствует IT13 (а=250). Допуски размеров назначим по IT13.

Исходя из номинальных размеров звеньев цепи и выбранных квалитетов по таблице ГОСТ 25346-82 [1], с.43, табл. 1.8 назначаем допуски Производим проверку суммы назначенных составляющих звеньев.

(8.4.)

Корректируем допуск одного составляющего звена так, чтобы получилось равенство допусков. Так как необходимо уменьшить допуск одного из звеньев, то необходимо по конструкции узла проанализировать, какой размер экономически выгоднее выполнить более точным. Корректируем размер на 220 мкм.

Тогда

Результаты расчётов заносим в таблицу.

Таблица 3

Звено	Номинальный размер, мм	Допуск ТА, мкм	Среднее отклонение, мм	Верхнее отклонение, мм	Нижнее отклонение, мм
	240	720	0	+0,360	-0,360
		120	-0,06	0	-0,120
	50	390	-0,195	0	-0,390
	107	540	-0,27	0	-0,540
		120	-0,06	0	-0,120
	40	610	-0,165	+0,14	-0,470

Назначаем предельные отклонения составляющих звеньев. Принято назначать отклонения в тело детали, т. е. для охватывающих поверхностей (часто это увеличивающие размеры) в плюс, для охватываемых (часто уменьшающие размеры) в минус, а для размеров между осями, ступенями, проточками и в случаях, когда размер затруднительно отнести к охватывающим или охватываемым, назначаются симметричные отклонения. В рассматриваемом примере назначаем отклонения в минус за исключением размера для которого отклонения назначаем симметрично.

Отклонения звена , допуск которого корректировали, предварительно не назначаем. Звено выбираем в качестве увязочного и его отклонения рассчитываем по принятым отклонениям составляющих звеньев.

Рассчитаем средние отклонения составляющих звеньев и занесём результаты в таблицу.

Верхнее отклонение замыкающего звена

Нижнее отклонение замыкающего звена

Среднее отклонение замыкающего звена

Среднее отклонение увязочного звена находим по формулам:

Еслиувязочноезвено уменьшающеето

(8.5.)

Еслиувязочноезвеноувеличивающеето(8.6.)

где - среднее отклонение зависимого (увязочного) звена;

- среднее отклонение уменьшающего звена;

- среднее отклонение увеличивающего звена;

p - число уменьшающих звеньев;

- число увеличивающих звеньев.

Для данного примера звено -уменьшающее

Предельные отклонения увязочного звена

Производим проверку правильности назначения предельных отклонений.

Верхнее отклонение

(8.7.)

Нижнее отклонение

(8.8.)

Найденные значения соответствуют заданным значениям отклонений исходного звена, т. е. задача решена верно.

8.4 Расчёт размерной цепи вероятностным методом

Допуск замыкающего звена

Предельные размеры замыкающего звена

Предельные отклонения замыкающего звена:

- верхнее

- нижнее

- среднее

Принимаем, что рассеяние размеров подчиняется нормальному закону распределения, т. е. Находим средний коэффициент квалитета

или (8.9.)

Так как на звеньях и (подшипники) допуски заданы, то определяем без их учёта.

Определяем по [1], с.43, табл. 1.8, что находится между IT12=160 и IT13=250.

Назначаем допуски на все размеры по 12 квалитету.

Проверяем правильность назначения допусков по уравнению

(8.10.)

где - коэффициент относительного рассеяния размеров. Принимаем нормальный закон распределения

t - принятый коэффициент риска. Задаётся t=3 для процента риска P=0,27% [2], с.36, табл. 3.8.

Чтобы получить равенство допусков, надо увеличить допуск одного из звеньев. Для этого берём звено (корпусная деталь) и определяем его допуск.

Отклонения составляющих звеньев назначаем как и в предыдущем случае. В качестве увязочного звена принимаем звено . Результаты расчётов сводим в таблицу.

Таблица 4

Звено	Допуск ТА, мкм	Среднее отклонение, мм	Верхнее отклонение, мм	Нижнее отклонение, мм
	120	-0,06	0	-0,12
	350	-0,175	0	-0,350
	250	-0,125	0	-250
	120	-0,06	0	-0,12
	210	0	+0,105	-0,105
	580	-0,02	+0,10	-0,14
	210	0	+0,105	-0,105
	800	+0,4	+0,8	0

Рассмотрим среднее отклонение увязочного звена. Принимаем коэффициенты асимметрии это значит, что поле рассеяния размеров всех составляющих звеньев симметрично относительно середины поля допуска, т. е. координаты центров группирования размеров будут соответствовать средним отклонениям звеньев.

Среднее отклонение увязочного увеличивающего звена

Среднее отклонение увязочного уменьшающего звена

В рассматриваемом примере увязочное звено увеличивающее

Верхнее отклонение

Нижнее отклонение

Проверяем правильность назначения отклонений

(8.11.)

Так как равенство в уравнении (8.10.) выдержано, предельные отклонения замыкающего звена определяем по формулам

(8.12.)

(8.13.)

Требования к замыкающему звену выдержаны.

8.5. Расчёт размерной цепи методом регулирования

В предыдущих двух методах достижения точности замыкающего звена в размерных цепях замыкающим звеном был зазор между подшипником и крышкой. При методе регулирования зазор между корпусом и крышкой назначим в качестве компенсирующего звена, а замыкающим звеном будет зазор между подшипником и стаканом. Тогда изменяется схема и уравнение размерной цепи.

Рис. 8.3.

;;

Уравнение размерной цепи

(8.14.)

где - номинальный размер компенсатора.

Если - звено увеличивающее, то знак «плюс».

Если - звено уменьшающее, то знак «минус».

Принимаем .

1. Определяем номинальный размер замыкающего звена

2. Предельные отклонения и среднее отклонение замыкающего звена

Допуск замыкающего звена

При методе регулирования все звенья выполняются по экономически приемлемым допускам. Примем допуски всех составляющих звеньев, полученные методом, обеспечивающим полную взаимозаменяемость, т. е. по IT13.

Предельные отклонения назначаем с учётом характера звеньев

.

Можно назначить допуски, соответствующие одному из квалитетов IT11...IT14.

3. Определяем величину компенсации

где - величина компенсации;

- сумма расширенных допусков составляющих звеньев.

4. Определяем число ступеней компенсации.

Принимаем число прокладок

5. Для расчётов размеров компенсатора совмещаем нижние границы полей допусков исходного звена и полученного при расширенных допусках размеров, т. е. необходимо соблюсти условие

или

Для рассматриваемого примера должно быть

По принятым отклонениям имеем

Для совмещения границ необходимо ввести поправку в среднее отклонение одного из составляющих звеньев, определяемую по формуле

Если увязочным является увеличивающее звено, то поправка вносится со своим знаком, если уменьшающее, то с противоположным знаком.

Корректируем уменьшающее звено

Проверяем нижнее отклонение замыкающего звена по принятым отклонениям

Нижние границы полей допусков совмещены.

Рис. 8.4.

6. Определяем размеры компенсаторов.

Для компенсатора - увеличивающее звено

Для компенсатора - уменьшающее звено

Для рассматриваемого примера

Прокладку принимаем за постоянную.

Уточним величину ступени компенсации

Допуск на изготовление компенсатора

Размеры компенсаторов каждой ступени будут отличаться от предыдущей на величину ступени компенсации.

I ступень

II ступень

III ступень

IV ступень

V ступень

VI ступень

Список литературы

Допуски и посадки: Справочник. В 2-х ч. Мягков В.Д. и др.
Л.: Машиностроение, 1982.- ч.1.

Допуски и посадки: Справочник. В 2-х ч. Мягков В.Д. и др.
Л.: Машиностроение, 1982.- ч.2.

Дунаев П.Ф.,Леликов О.П.,Варламова Л.П «Допуски и посадки. Обоснование выбора»:М.: Высшая школа, 1984.

4. Якушев А.И., Воронцов Л.Н., Фролов Н.М., «Взаимозаменяемость,

стандартизация и технические измерения»: М.: Машиностроение, 1987.

5. Дунаев П.Ф., Леликов О.П., «Конструирование узлов и деталей машин»:

М.: Высшая школа, 1985.

6. Бейзельман Р.Д., Цыпкин Б.В., Перель Л.Я. «Подшипники качения. Справочник»: М., Машиностроение,1975

Приложение А

(обязательное)

Значения коэффициента трения f

Материал сопрягаемых деталей	сталь-сталь	сталь-чугун	сталь-бронза	сталь-латунь
Механическая запрессовка	0,15	0,17	0,07	0,1
При охлаждении или нагревании сопрягаемых деталей	0,20	0,15	0,20	0,17

Значения модуля упругости E и коэффициента Пуассона

для различных материалов

Материал	Е, Па
Сталь		0,3
Чугун		0,25
Бронза		0,33

Значения предела текучести

Материал	, Па	Материал	, Па
Сталь 20		Бр. ОФ 10-1
Сталь 35		Бр. АЖН-11-6-6
Сталь 40		СЧ 12-28
Сталь 45		СЧ 18-36
Бр. АЖ 9-4		Чугун 28-48

Значения коэффициентов квалитета

Обозначение допуска

IT5

IT6

IT7

IT8

IT9

IT10

IT11

IT12

IT13

IT15

IT16

Значение допуска

7i

10i

16i

25i

40i

64i

100i

160i

400i

640i

1000i

Значение коэффициентов К, К_D, К_d

		KD	Kd
Метод сборки соединения	К	Материал деталей
		Сталь 45 или чугун	Бронза или сталь 45
Механическая запрессовка при	без смазки	0,25-0,5	0,15	0,7
нормальной температуре	со смазкой	0,25-0,35	0,1-0,2	0,6-0,8
С нагревом охватывающей детали	0,4-0,5	0,35	0,85
С охлаждением охватываемой детали	0,6-0,7	0,3-0,4	0,8-0,9

Приложение Б

(справочное)

Рекомендуемые посадки с натягом в системе отверстия при номинальных размерах от 1 до 500 мм.

Поле допуска	Основные отклонения валов
основного	p	r	s	t	u	x	z
отверстия	Посадки
H6
H7			;
H8

Рекомендуемые посадки с натягом в системе вала при номинальных размерах от 1 до 500 мм.

Поле допуска	Основные отклонения отверстий
основного	P	R	S	T	U
вала	Посадки
h5
h6
h7

Приложение В

(справочное)

Рекомендуемые поля допусков валов для посадок с натягом.

Интервал	Поля допусков
размеров,	p6	r6	s6	t6	s7	u7	u8	x8	z8
мм.	Предельные отклонения, мкм
Свыше 18 до 24	+35	+41	+48	--	+56	+62 +41	+74 +41	+87 +54	+106 +73
Свыше 24 до 30	+22	+28	+35	+54 +41	+35	+69 +48	+81 +48	+97 +64	+121 +88
Свыше 30 до 40	+42	+50	+59	+64 +48	+68	+85 +60	+99 +60	+119 +80	+151 +112
Свыше 40 до 50	+26	+34	+43	+70 +54	+43	+95 +70	+109 +70	+136 +97	+175 +136
Свыше 50 до 65	+51	+60 +41	+72 +53	+85 +66	+83 +53	+117 +87	+133 +87	+168 +122	+218 +172
Свыше 65 до 80	+32	+62 +43	+78 +59	+94 +75	+89 +59	+132 +102	+148 +102	+192 +146	+256 +210
Свыше 80 до 100	+59	+73 +51	+93 +71	+113 +91	+106 +71	+159 +124	+178 +124	+232 +178	+312 +258
Свыше 100 до 120	+37	+76 +54	+101 +79	+126 +104	+114 +79	+179 +144	+198 +144	+264 +210	+364 +310
Свыше 120 до 140		+88 +63	+117 +92	+147 +122	+132 +92	+210 +170	+233 +170	+311 +248	+428 +365
Свыше 140 до 160	+68 +43	+90 +65	+125 +100	+159 +134	+140 +100	+230 +190	+253 +190	+343 +280	+478 +415
Свыше 160 до 180		+93 +68	+133 +108	+171 +146	+148 +108	+250 +210	+273 +210	+373 +310	+528 +465
Свыше 180 до 200		+106 +77	+151 +122	+195 +166	+168 +122	+282 +236	+308 +236	+422 +350	+592 +520
Свыше 200 до 225	+79 +50	+109 +80	+159 +130	+209 +180	+176 +130	+304 +258	+330 +258	+457 +385	+647 +575
Свыше 225 до 250		+113 +84	+169 +140	+225 +196	+186 +140	+330 +284	+356 +284	+497 +425	+712 +640

Приложение Г

(справочное)

Радиальные зазоры в радиальных однорядных шариковых подшипниках

Диаметр отверстия d, мм	Радиальный зазор для рядов, мкм
	Дополни- тельного 6-го	Основного	Дополнительных
			7-го	8-го
св.	до	min	max	min	max	min	max	min	max
- 2.5 10 18 24 30 40 50 65 80 100 120 140 160 180 200 225 250 280 315 355	2.5 10 18 24 30 40 50 65 80 100 120 140 160 180 200 225 250 280 315 355 400	3	10	5	16	11	25	-	-
		5	14	8	22	16	30	23 25 28 33 35 43 51 58 66 76 86 96 112 120 135 150 160 170 180	38 41 46 51 56 66 76 89 102 119 135 152 168 180 200 220 230 245 260
			15	10	24	18	33
			16
				12	26 29 33 34 40 46 53 58 65 75 83 90 100 105 115 125	21 24 28 29 34 41 46 51 57 67 75 85 95 100 105 110	39 42 48 55 62 71 86 96 106 121 130 145 160 165 175 185
		8	20	13 14 16 20
			23 25
			28	23
			30	24 29 33 35 40 45 50 55
			35
			40
		10	45 50 55

Приложение Д

(справочное)

Допуски и отклонения гладких калибров

ГОСТ 24853-81

Размеры в мкм.

Квалитет		Интервал размеров мм.	Допуск
допусков изделий	Обозначе-ние	Свыше 10 до 18	Свыше 18 до 30	Свыше 30 до 50	Свыше 50 до 80	Свыше 80 до 120	Свыше 120 до 180	Свыше 180 до 250	формы калибра
1	2	3	4	5	6	7	8	9	10
	Z	2	2	2,5	2,5	3	4	5
	Y	1,5	1,5	2	2	3	3	4
IT6	Z1	2,5	3	3,5	4	5	6	7
	Y1	2	3	3	3	4	4	5
	H	2	2,5	2,5	3	4	5	7	IT1
	H1	3	4	4	5	6	8	10	IT2
	Z, Z1	2,5	3	3,5	4	5	6	7
IT7	Y, Y1	2	3	3	3	4	4	6
	H, H1	3	4	4	5	6	8	10	IT2
	Z, Z1	4	5	6	7	8	9	12
IT8	Y, Y1	4	4	5	5	6	6	7
	H	3	4	4	5	6	8	10	IT2
	H1	5	6	7	8	10	12	14	IT3
	Z, Z1	8	9	11	13	15	18	21
IT9	Y, Y1	0	0	0	0	0	0	0
	H	3	4	4	5	6	8	10	IT2
	H1	5	6	7	8	10	12	14	IT3
	Z, Z1	8	9	11	13	15	18	24
IT10	Y, Y1	0	0	0	0	0	0	0
	H	3	4	4	5	6	8	10	IT2
	H1	5	6	7	8	10	12	14	IT3
	Z, Z1	16	19	22	25	28	32	40
IT11	Y, Y1	0	0	0	0	0	0	0
	H, H1	8	9	11	13	15	18	20	IT4
	Z, Z1	16	19	22	25	28	32	45
IT12	Y, Y1	0	0	0	0	0	0	0
	H, H1	8	9	11	13	15	18	20	IT4

Приложение Е

(обязательное)

Калибр - скоба по ГОСТ 78362-73

Номинальный диаметр D	D1	H	h	S	l	l1	l2	R	R1	A
10,5...20	60	55	24	5	18	11	2	13	4	--
21...30	75	68	30	5	20	13	2	18	5	24
31...40	95	82	37	5	22	13	3	23	5	24
41...56	120	100	44	6	25	15	3	31	6	24
58...70	140	118	50	6	28	17	4	40	6	40
71...82	160	135	55	6	32	20	4	48	8	40
85...100	180	150	59	6	36	21	6	55	8	40

Приложение Ж

(обязательное)

Вставка к пробке для диаметров от 10 до 75 мм

ГОСТ14813-69ГОСТ14810-69,ГОСТ 14812-69

Номинальный	Проходная	Непроходная	d	d2	C	R
диаметр D	L	l	l1	L	l	l1
10...14	29	10	5	25	6	5	6			1
15...18	33	12	6	29	8	6	8			1,6
19...24	35	12	7	31	8	7	11	--		2
25...30	43	16	8	37	10	8	15			2
31...40	50	20	9	42	12	9	18	12	0,4	3
40...50	59	25		50	16			15		3
52...60	66			54	20		21	20
62...70	66	32	10	55	21	10		20		4
70...75	72			62	22		24	25

Ручка для калибров - пробок

ГОСТ 14748-69

d	D	L	l	d1	d2	d3	f	t
6	10	60	15,5	5,5	5	7	5
8	13	70	17	7,5	6	9	6	0,8
11	16	80	18,5	10,5	7	12	7
15	20	90	21,5	14,5	7	16	8
18	24	90	23,5	17	8	20	8
21	28	100	27	20		24		1
24	32	100	33	23	9	27	9
28	36	110	40	27		31

Приложение И

(обязательное)

Вставка к пробке для диаметров от 52 до 100 мм.

Номинальный	Проходная	Непроходная	d	d1	d2
диаметр D	L	l	L	l
52…55	32	22	22	12	36		-
56…60					40	-
62…65					45
67…70					48
71…75	36	26	26	16	52		-
78…80					55
82…85					60
88…90					65	47	10
92…95					70	50	12
98…100					75	52	15