Взаємозамінність, стандартизація та технічні вимірювання

N_max = es - EI= 0 - (- 0,074) = 0,074 (мм);

S_max = ES - ei = -0,022 - (-0,052) = 0,03 (мм).

Будуємо схему розташування полів допусків шпонкового з'єднання.

8. Вибір та розрахунок посадок для шліцьових з'єднань

Вихідні дані для розрахунку та вибору посадки в шліцьових з'єднання приведені в таблиці 8.1, які містять наступні параметри:

спосіб центрування ;

поля допусків для:

зовнішнього діаметру вала;

зовнішнього діаметру втулки;

внутрішнього діаметру вала;

внутрішнього діаметру втулки;

ширини шліца вала;

ширини шліца втулки.

Таблиця 8.1 - Вихідні дані розрахунку посадки шліцьових з'єднань

№ варіанту	Зовнішній діаметр, D	Внутрішній діаметр, d	Ширина шліца, b
	Втулка	Вал	Втулка	Вал	Втулка	Вал
1	2	3	4	5	6	7
Рекомендовані поля допусків при центруванні по D
1	H7	f7	-	-	F8	d9
2	H7	g6	-	-	F8	e8
3	H7	f7	-	-	F10	e9
4	H8	e8	-	-	Js10	d10
5	H7	n6	-	-	F8	h6
6	H8	e8	-	-	F8	h8
7	H7	h6	-	-	F10	h9
8	H7	f7	-	-	D9	d9
9	H7	g6	-	-	D9	e8
10	H7	h6	-	-	D9	f7
Рекомендовані поля допусків при центруванні по d
11	H12	a11	H6	g5	F8	d8
12	H12	a11	H6	js5	F8	h9
13	H12	a11	H7	e8	F8	f7
14	H12	a11	H7	js7	H8	h8
15	H12	a11	H7	n6	H8	h9
16	H12	a11	H8	e8	H8	js7
17	H12	a11	H8	e8	F10	e8
18	H12	a11	H8	e9	F10	f7
19	H12	a11	H6	g5	F10	f8
20	H12	a11	H6	js5	F10	f9
Рекомендовані поля допусків при центруванні по b
21	H12	a11	-	-	F8	e8
22	H12	a11	-	-	F8	f8
23	H12	a11	-	-	F8	f7
24	H12	a11	-	-	D9	e8
25	H12	a11	-	-	D9	f8
26	H12	a11	-	-	D9	f9
27	H12	a11	-	-	D10	d10
28	H12	a11	-	-	D10	d8
29	H12	a11	-	-	F10	e8
30	H12	a11	-	-	F10	f8

8.1 Загальна характеристика шліцьових з'єднань

Шліцьові зєднання (splined joint) мають таке ж призначення як і шпонкові. Перевагою цих з'єднань є не тільки їх здатність передавати великі обертові моменти, але й можливість здійснювати відносне переміщення з'єднуваних деталей уздовж осі, легкість складання і розбирання під час ремонту.

Найважливішою перевагою шліцьових з'єднань порівняно з шпонковими є можливість передавати великі обертові моменти, висока міцність і надійність з'єднання, підвищена точність центрування валів і втулок. У машинобудуванні найчастіше застосовуються три різновиди шліцьових з'єднань: з прямобічним, евольвентним і трикутним профілем шліців.

Серед шліцьових з'єднань найбільшого поширення набули прямобічні шліцьові з'єднання, які застосовуються як для рухомих так і для нерухомих з'єднань.

Залежно від величини обертового моменту, що передають шліцьові з'єднання, вони поділяються на три типи: легкої, середньої і важкої серії. Основні розміри і числа зубців прямобічних шліцьових з'єднань встановлені ГОСТ 1139-80 і наведено в таблиці Ж23 (додаток Ж).

Залежно від експлуатаційних і технологічних вимог центрування вала і втулки виконується одним з трьох методів: за зовнішнім діаметром D, за внутрішнім діаметром d і боковими сторонами b шліців (рисунок 8.1).

Центрування за зовнішнім діаметром D (рисунок 8.1, а) рекомендується здійснювати, коли високі вимоги до співпадання осей (співвісності) шліцьових деталей і твердість втулки не надто висока та її можна обробляти протягуванням, а вал обробляється фрезеруванням і остаточним шліфуванням по зовнішньому діаметру D. Цей спосіб найбільш простий і економічний.

Центрування за внутрішнім діаметром d (рисунок 8.1, б) здійснюється у випадку підвищених вимог до співпадання осей шліцьових деталей, якщо втулка має високу твердість, що не дозволить обробити її протягуванням і точний розмір можна дістати при шліфуванні діаметра d. Цей спосіб центруванням значно дорожчий, однак забезпечує високу точність центрування і застосовується у більшості випадків для рухомих з'єднань.

Центрування за боковими сторонами b (рисунок 8.1, в) шліців застосовується у тих випадках, якщо не ставляться підвищені вимоги до точності співпадання осей шліцьових деталей, при передачі значних навантажень і обертових моментів (у карданних валах тракторів і редукторів). Цей спосіб центрування сприяє рівномірному розподіленню навантажень між зубцями, але через невисоку точність центрування застосовується рідко.

8.2 Допуски і посадки прямобічних шліцьових з'єднань

Поля допусків і посадки для розмірів елементів прямобічних шліцьових з'єднань встановлені ГОСТ 1139-80. Рекомендовані цим стандартом переважного застосування поля допусків і посадки залежно від способу центрування шліцьових деталей наведені в таблицях 8.2 - 8.4.

Таблиця 8.2 - Рекомендовані переважні поля допусків і посадки для розмірів D і b при центруванні за D (за ГОСТ 1139-80, скорочено)

Поля допусків	Посадки
Втулки	Вала
Для розміру D
Н7	f7; js6	H7/f7; H7/js6
Для розміру b
F8	f7; f8; js7	F8/f7; F8/f8; F8/js7

Таблиця 8.3 - Рекомендовані переважні поля допусків і посадки для розмірів d і b при центруванні за d (за ГОСТ 1139-80, скорочено)

Поля допусків	Посадки
Втулки	Вала
Для розміру d
Н7	f7; g6	H7/f7; H7/g6
Для розміру b
D9; F10	h9; k7; js7	D9/h9; D9/k7; F10/js7

Таблиця 8.4 - Рекомендовані переважні поля допусків і посадки для розмірів b при центруванні за b (за ГОСТ 1139-80, скорочено)

Поля допусків	Посадки
Втулки	Вала
F8; D9; F10	js7; e8; f8; d9	F8/js7; D9/e8; D9/f8; F10/d9; F10/f8

Якщо центрування шліцьових деталей здійснюється за одним з параметрів, то інші параметри є нецентруючими, поля допусків для яких: для вала а11, для втулки Н12. Допускається не позначати поля допусків нецентруючих діаметрів.

Граничні відхилення розмірів елементів шліцьових деталей залежно від їх номінальних розмірів і полів допусків визначаються за ГОСТ 25347-89.

Приклад умовного позначення прямобічного шліцьового з'єднання з параметрами z = 8, d = 32, D = 36, b = 6 мм з центруванням за D:

з'єднання D - 8 x 32H12/a11 x 36 H7/f7 x 6 F8/f8;

втулка D - 8 x 32H12 x 36 H7 x 6F8;

вал D - 8 x 32a11 x 36 f7 x 6 f8.

Квалітети центруючих поверхонь 5…10; шорсткість R_a = 0,32…2 мкм. Квалітети нецентруючих поверхонь 11…12; шорсткість R_a = 5…20 мкм.

8.3 Алгоритм розрахунку посадок для шліцьових з'єднань

1) Призначають номінальні розміри і числа зубців заданого прямобічного шліцьового з'єднання за ГОСТ 1139-80 або таблицею Ж23 (додаток Ж).

2) Проводять обґрунтування і пояснення позначень всіх параметрів шліцьового з'єднання.

3) Визначають граничні відхилення розмірів елементів шліцьових деталей залежно від їх номінальних розмірів і полів допусків за ГОСТ 25347-89.

4) Визначають основні характеристики шліцьового з'єднання, а розраховані дані подають у вигляді таблиці 8.5.

Таблиця 8.5 - Параметри шліцьового з'єднання

Параметр	Шліцьова втулка	Шліцьовий вал
	Поле допуску	ES	EI	TD	Поле допуску	es	ei	Td
D
d
b

5) Проставляють розміри з відхиленнями на складальному і кресленнях шліцьових з'єднань.

Для вибраної посадки будують схеми полів допусків з позначенням основних характеристик (додаток Д, рисунок Д19). Для вибраної посадки будують схеми полів допусків з позначенням основних характеристик. Результати розрахунків заносять в таблицю 8.5.

Розрахунок приводять тільки для заданих даних, для інших типових з'єднань характеристики заносимо в таблицю 8.5.

Приклад розрахунку посадки шліцьового з'єднання

Умова: дано шліцьове з'єднання з умовним позначенням - b - z d D b F8/f9; D = 72 (мм); d = 62 (мм). Згідно умов роботи вибираємо серію. У нашому випадку серія середня. Необхідно розрахувати всі параметри заданого з'єднання і побудувати схему розташування полів допусків для цього з'єднання.

1 Знаючи зовнішній і внутрішній діаметри, вибираємо параметри для шліцьового з'єднання [3].

Отже маємо: b - 8627212 F8/f9.

2 Розшифровка позначень посадки

Умовне позначення шліцьового з'єднання:

b - 8 62 72 12 F8/f9.

Умовне позначення шліцьової втулки:

b - 8 62 72 12 F8.

Умовне позначення шліцьового вала:

b - 8 62 72 12 f9,

де b - позначення центруючого елемента шліцьового з'єднання, а саме ширини паза, який виконується з підвищеною точністю;

8 кількість шліців;

62 номінальний внутрішній діаметр шліцьового з'єднання;

72 - внутрішній діаметр шліцьової втулки та зовнішній шліцьового вала.

Оскільки в позначенні немає позначення поля допуску для зовнішнього та внутрішнього діаметрів шліцьового з'єднання, то вони виконуються з посадкою, що гарантує значний зазор, а саме 72H12/a11 і 62Н12/f6;

12 F8 - ширина шліцьового паза;

F8 - поле допуску шліцьового паза з основним відхиленням F і квалітетом 8;

12 f9 - ширина шліца;

f9 - поле допуску шліца з основним відхиленням f і квалітетом 9.

3 Знаходимо значення відхилень для посадки з таблиць для гладких з'єднань [2], значення заносимо в таблицю 8.6

4 Знаходимо посадку зовнішнього діаметра: 72H12/a11;

D_max = D_H + ES=72+0,3 = 72,3 (мм);

D_min = D_H + EI = 72+0 = 72 (мм);

d_max = d_H +es= 72 + (-0,36) = 71,64 (мм);

d_min = d_H +ei= 72 + (-0,55) = 71,45 (мм);

S_max = ES - ei = +0,3 - (-0,55) = 0,85(мм)

S_min = EI - es = 0 - (-0,36) = 0,36 (мм).

5 Знаходимо посадку внутрішнього центруючого діаметра 62H12/f6;

D_max = D_H + ES=62+0,3 = 62,3 (мм);

D_min = D_H + EI = 62 + 0 = 62 (мм);

d_max = d_H +es= 62 + (-0,03) = 61,97 (мм);

d_min = d_H +ei= 62 + (-0,049) = 61,951 (мм);

S_max = ES - ei = +0,3 - (-0,049) = 0,251(мм)

S_min = EI - es = 0 - (-0,03) = 0,03(мм).

6 Знаходимо посадку ширини шліца: 12F8/f9;

D_max = D_H + ES=12+0,043 = 12,043 (мм);

D_min = D_H + EI = 12 + 0,016 = 12,016 (мм);

d_max = d_H +es= 12 + (-0,016) = 11,984 (мм);

d_min = d_H +ei= 12 + (-0,059) = 11,941 (мм);

S_max = ES - ei = +0,043 - (-0,059) = 0,102(мм);

S_min = EI - es = +0,016 - (-0,016) = 0,032 (мм).

Розраховані значення заносимо в таблицю 8.6

7 Креслимо ескізи шліцьової втулки, шліцьового вала та шліцьового з'єднання та вказуємо на них розміри та шорсткість відповідних поверхонь.

Таблиця 8.6 - Характеристика шліцьового з'єднання

Параметр	втулка	вал	зазор
	Dmax	Dmin	dmax	dmin	Smax	Smin
Зовнішній діаметр D=72	72,3	72	71,64	71,45	0,85	0,36
Внутрішній діаметр d=62	62,3	62	61,97	61,951	0,83	0,34
Ширина шліца b=12	12,043	12,016	11,984	11,941	0,102	0,032

9. Розрахунок розмірних ланцюгів

Вихідні дані для розрахунку розмірних ланцюгів приведені в таблиці 9.1, які містять наступні параметри:

номінальний розмір вихідної (замикаючої) ланки;

граничні відхилення вихідної (замикаючої) ланки.

Таблиця 9.1 - Вихідні дані розрахунку розмірних ланцюгів

№ варіанту	Зазор, A?	Граничні відхилення	№ варіанту	Зазор, A?	Граничні відхилення
		es	ei			es	ei
1	0,45	+0,15	-0,25	16	0,60	+0,12	-0,28
2	0,50	+0,10	-0,30	17	0,65	+0,15	-0,18
3	0,55	+0,10	-0,25	18	0,70	+0,17	-0,20
4	0,50	+0,15	-0,20	19	0,75	+0,15	-0,25
5	0,55	+0,26	-0,25	20	0,44	+0,18	-0,20
6	0,60	+0,28	-0,25	21	0,48	+0,20	-0,15
7	0,65	+0,18	-0,25	22	0,52	+0,10	-0,18
8	0,70	+0,30	-0,10	23	0,55	+0,20	-0,15
9	0,65	+0,30	-0,12	24	0,60	+0,15	-0,24
10	0,50	+0,25	-0,20	25	0,63	+0,30	-0,12
11	0,40	+0,20	-0,15	26	0,65	+0,85	-0,25
12	0,45	+0,15	-0,22	27	0,70	+0,25	-0,17
13	0,55	+0,22	-0,30	28	0,75	+0,40	-0,05
14	0,58	+0,30	-0,15	29	0,80	+0,30	-0,12
15	0,46	+0,45	-0,10	30	0,50	+0,25	-0,20

9.1 Основні поняття і визначення

В будь-якій конструкції машини або механізму окремі деталі зв'язані між собою їх взаємним розміщенням, розмірами та допусками на них. Вказаний взаємозв'язок регламентується розмірними ланцюгами.

Розмірним ланцюгом (dimension chain) називається сукупність взаємозв'язаних розмірів, які утворюють замкнутий контур та визначають взаємне розміщення поверхонь (осей) однієї або декількох деталей.

Однією з основних властивостей розмірного ланцюга є його замкнутість, яка і визначає взаємозв'язок розмірів деталей, які входять в розмірний ланцюг.

Кожний з розмірів, які утворюють розмірний ланцюг, називається ланкою. Серед ланок розмірного ланцюга розрізняють одну замикаючу ланку, а інші - складові .

Замикаюча ланка (closing link) розмірного ланцюга А безпосередньо не виконується, а утворюється автоматично в результаті виконання всіх інших (складових) ланок.

При аналізі розмірних ланцюгів вводять також поняття вихідної ланки.

Вихідною називається ланка, до якої пред'являється основна вимога точності і яка визначає якість виробу згідно з технічними умовами його експлуатації. В процесі обробки або складання виробу вихідна ланка може виконуватись останньою, замикаючи розмірний ланцюг. В цьому разі вона виконує роль замикаючої ланки.

По відношенню до замикаючої ланки складові ланки поділяються на збільшувальні, із збільшенням яких замикаюча ланка збільшується, та зменшувальні, при збільшенні яких замикаюча ланка зменшується.

Вид ланки (збільшувальна або зменшувальна) можна встановити, використовуючи правило обходу по контуру. Для цього на схемі розмірного ланцюга замикаючій ланці надають певне направлення, яке позначається стрілкою над буквеним позначенням ланки. Всі складові ланки також позначаються стрілками, починаючи від ланки сусідньої з вихідною. Стрілки повинні складати один замкнутий контур. Всі складові ланки, які мають в даному випадку направлення стрілок однакове з замикаючою, будуть зменшувальними, а інші ланки - збільшувальними.

Розрахунок і аналіз розмірних ланцюгів дозволяє:

уточнити номінальні розміри деталей, які входять в розмірний ланцюг, визначити на них допуски та граничні відхилення;

досягти раціональної постановки розмірів на робочих кресленнях;

визначити операційні допуски та перерахувати конструкторські та технологічні розміри (у разі неспівпадіння технологічних та конструкторських баз);

обґрунтувати послідовність технологічних операцій при виготовленні та складанні;

одержати вихідні дані для розрахунку на точність пристроїв;

вибрати засоби та методи вимірювань.

Пряма задача. По заданому номінальному розміру, допуску та граничним відхиленням вихідної ланки визначити номінальні розміри, допуски та граничні відхилення всіх складових ланок розмірного ланцюга. Задача цього типу є найбільш важливою і вирішується при проектному розрахунку розмірного ланцюга.

Обернена задача. По встановленим номінальним розмірам, допускам і граничним відхиленням складових ланок визначити номінальний розмір, допуск та граничне відхилення замикаючої ланки. Таку задачу вирішують при перевірному розрахунку.

9.2 Розрахунок розмірного ланцюга методом максимуму-мінімуму

В основі розрахунку розмірного ланцюга лежить найбільш поширений метод забезпечення точності вихідної ланки - метод повної взаємозамінності.

Вище було сказано, що однією з властивостей розмірного ланцюга є замкнутість, коли всі його ланки складають замкнутий контур.

Ця властивість розмірного ланцюга описується основним рівнянням, яке має вид:

, (9.1)

де А - номінальний розмір замикаючої ланки;

А_ізб - номінальний розмір збільшувальної ланки;

А_ізм - номінальний розмір зменшувальної ланки;

m - кількість збільшувальної ланок;

n - кількість зменшувальної ланок.

Прийнято, що в цьому рівнянні розміри збільшувальних ланок входять із знаком “плюс”, а розміри замикаючої ланки і всіх зменшувальних - із знаком “мінус”.

Розрахунок розмірного ланцюга методом максимуму-мінімуму базується на трьох рівняннях:

, (9.2)

, (9.3)

. (9.4)

Рівняння (9.2) випливає з рівняння (9.1) і визначає зв'язок між номінальним значеннями складових ланок і замикаючої ланки .

Із рівняння (9.3) слідує, що допуск замикаючої ланки Т в лінійних розмірних ланцюгах дорівнює сумі допусків всіх складових ланок, як збільшувальних, так і зменшувальних.

Аналіз цього рівняння показує, що для забезпечення найменшої похибки замикаючої ланки необхідно, щоб розмірний ланцюг складався з найменшого числа ланок (на цьому оснований принцип “найкоротшого ланцюга”).

9.3 Розв'язання прямої задачі

Як було відзначено вище, для розв'язання прямої задачі повинні бути відомі номінальне значення, допуски та граничні відхилення вихідної ланки. В процесі розв'язання прямої задачі визначаються номінальні розміри, допуски та граничні відхилення всіх складових ланок. Таким чином задача розв'язується в три етапи:

1. Визначення номінальних розмірів;

2. Визначення допусків;

3. Визначення граничних відхилень всіх складових ланок.

Перший етап, а саме визначення номінальних розмірів складових ланок, як правило, труднощів не викликає. Наведемо приклад розрахунку розмірного ланцюга методом максимуму-мінімуму.

1) Формулювання задачі.

Необхідно визначити вихідну ланку розмірного ланцюга і її вплив на роботу механізму.

2) Аналіз конструкції.

На основі аналізу конструкції механізму, в якому знаходиться задана вихідна ланка вказують які конкретно ланки впливають на зміну розміру вихідної ланки. Для цього будують схему розмірного ланцюга, яка складається з фрагменту механізму із схематично позначеними ланками розмірного ланцюга. Ланкам розмірного ланцюга присвоюють номера (додаток Д, рисунок Д9).

Наприклад, вихідною ланкою є осьовий зазор, який залежить від розмірів буртиків А₁ і А₅ втулок 3 і 8, ширини маточин А₂ і А₄ шестерень 4 і 6, ширини А₃ кільця 5, а також розмірів А₆ і А₇ половинок 1 і 7 корпуса редуктора.

3) Визначають зменшувальні і збільшувальні ланки.

Згідно схеми розмірного ланцюга, яка наведена в попередньому пункті, окремо креслять тільки схематичне зображення розмірного ланцюга без фрагмента механізму.

Користуючись правилом обходу по контуру визначають збільшувальні та зменшувальні ланки.

4) Визнають допуск на розмір вихідної ланки.

Згідно з заданими технічними умовами, а сама значеннями номінального розміру та граничних відхилень вихідної ланки визначають допуск на розмір вихідної ланки

Т_?= А_max - А_min.

5) Розраховують основне рівняння розмірного ланцюга.

Користуючись схематичним зображенням розмірного ланцюга та використовуючи формулу 9.1 складають основне рівняння розмірного ланцюга.

Із конструктивних міркувань призначають (вимірюють) розміри всіх складових ланок, що входять в розмірний ланцюг.

Підставляють прийняті значення розмірів в основне рівняння, перевіряють виконання вимоги до основного рівняння.

Вимога основного рівняння розмірного ланцюга повинна виконуватись. На цьому перший етап розв'язання задачі завершений .

На другому етапі визначають допуски всіх складових ланок.

Приймають, що допуск вихідної ланки буде розподілятись між складовими ланками, користуючись методом рівного ступеня точності. Для цього виконують наступні розрахунки:

1) Визначають число одиниць допуску за формулою

, (9.5)

де - допуск вихідної ланки;

- одиниця допуску.

Допуск вихідної ланки визначений вище. Одиниці допуску вибирають по таблиці 9.2 в залежності від значення номінальних розмірів всіх складових ланок.

Таблиця 9.2 - Визначення одиниць допуску

Інтервали розмірів, мм	В межах від 3 до 6	В межах від 6 до 10	В межах від 10 до 18	В межах від 18 до 30	В межах від 30 до 50
і,мкм	0,73	0,90	1,08	1,31	1,56
Інтервали розмірів, мм	В межах від 50 до 80	В межах від 80 до 120	В межах від 120 до 180	В межах від 180 до 250	В межах від 250 до 315
і,мкм	1,86	2,17	2,52	2,89	3,22

Після визначення значення а по таблиці 9.3 вибирають найближче менше число одиниць допуску яке відповідає певному квалітету.

Таблиця 9.3 - Залежність кількості одиниць допуску від квалітету

Квалітет	5	6	7	8	9	10	11	12	13	14
Кількість одиниць допуску, а	7	10	16	25	40	64	100	160	200	400

По ДСТУ 2500-94 (додаток Ж, таблиця Ж24) призначають допуски на всі складові ланки відповідно вибраного квалітету.

2) Перевіряють правильність призначення допусків по формулі :

. (9.6)

Всі необхідні дані визначені в попередніх розділах. Якщо умова не виконується, перевіряють правильність призначення квалітету та допусків.

На третьому етапу визначають граничні відхилення всіх складових ланок в такій послідовності:

1) Призначають відхилення на всі складові розміри. Зокрема, на розміри ступінчасті, відхилення будуть симетричними, а на всі інші розміри - як на основний вал, тобто в “мінус”.

Наприклад: А₂= 150_{- 0,043}, А₆=136 0,050.

2) Розраховують середні значення відхилень полів допусків замикаючої та всіх складових ланок за формулою

. (9.7)

3) Перевіряють правильність призначення граничних відхилень за формулою 9.4.

Перевіряють виконання умови, якщо умова не виконується то доцільно ввести “залежну” ланку.

4) Розрахунок “залежної” ланки. Зберігають прийняті вище відхилення для всіх ланок крім залежної ланки. Визначають середнє відхилення залежної ланки, враховуючи збільшувальна вона чи зменшувальна

. (9.8)

5) Визначають граничні відхилення залежної ланки по формулах:

S_хзм = с_хзм + Ѕ Т_Х , (9.9)

І_хзб = с_хзм - Ѕ Т_Х . (9.10)

Перевіряють ще раз правильність призначення граничних відхилень по формулі 9.4.

Якщо всі базові умови виконуються, то задача розв'язана вірно.

6) Перевіряють правильність призначення допусків. Слід відзначити, якщо сума допусків на складові ланки значно менше, ніж допуск на замикаючу ланку Т, це значить, що наші вимоги щодо точності конструкції, яка розглядається, виявились завищеними. Причиною цього є те, що ми з самого початку наших розрахунків прийняли умову, при якій всі складові ланки повинні бути виконані в одному ступені точності. Усвідомлюючи це, можна запропонувати, по можливості, розширити допуски на найбільш трудомісткі в технологічному відношенні деталі (ланки). При цьому, звичайно, умова не повинна порушуватись.

Отже, необхідно призначити допуски на розміри корпусних деталей по більш грубішому квалітету та перевірити знову виконання умови за (9.6). Умова повинна виконуватися.

9.4 Приклад розрахунку розмірного ланцюга

1 Визначення номінальних розмірів складових ланок

Для нормальної роботи заданого вузла, згідно з технічними вимогами, необхідно, щоб зазор між корпусом 4 і торцями зубчастих коліс 5 і 6 знаходився в межах 0,15…0,39 мм

Необхідно визначити допуски та граничні відхилення на розміри тих деталей, які визначають величину зазору.

Аналіз конструкції (рис.1.1) показує, що вихідною ланкою є осьовий зазор, який залежить від розмірів ширини виступів підшипника ковзання (втулки) А₁, А₂, А₆, розмірів компенсатора А₅ і А₃ , ширини зубчатого колеса А₄ , глибини розточки в корпусі А₇.

Будуємо схему розмірного ланцюга зображуючи її разом з фрагментом вузла механізму насоса ( рис. 9.1 ).

Рисунок 9.1 - Вузол механізму насоса

Визначаємо зменшувальні та збільшувальні ланки. Вид ланки (збільшувальна або зменшувальна) можна встановити, використовуючи правило обходу по контуру. Для цього на схемі розмірного ланцюга замикаючій ланці надають певне направлення, яке позначається стрілкою над буквеним позначенням ланки. Всі складові ланки також позначаються стрілками, починаючи від ланки сусідньої з вихідною. Стрілки повинні складати один замкнутий контур. Всі складові ланки, які мають в даному випадку направлення стрілок однакове з замикаючою, будуть зменшувальними, а інші ланки - збільшувальними.

А₁, А₃,…, А₆ - зменшувальні ланки;

А₇ - збільшувальні ланка.

Складаємо рівняння розмірного ланцюга:

A_У + (- A₁ - A₂ - A₃ - A₄ - A₅ - A₆) + A ₇ = 0 (9.11)

З конструктивних міркувань приймаємо значення розмірів всіх складових ланок

A₁ = 7 мм;

A₂ = 19 мм;

A₃ = 12,2 мм;

A₄ = 21 мм;

A₅ = 12.2 мм;

A₆ = 19 мм;

A₇ = 90 мм;

Підставляємо прийняті значення розмірів в основне рівняння (9.11) і дістанемо:

0,4 + (-7 - 19 - 12,2 - 21 - 12,2 - 19) + 90 = 0

Отже вимога основного рівняння виконана. Перший етап розв'язання задачі завершений.

2 Визначення допусків всіх складових ланок розмірного ланцюга

Згідно з заданими технічними умовами A_У=,

Допуск на розмір вихідної ланки згідно заданих технічних вимог дорівнює

Т_У = A_Уmax - A_Уmin (9.12)

Т_У = 0,79-0,55 = 0,24 (мм).

Допуск вихідної ланки будемо розподіляти між складовими ланками, користуючись методом рівного ступеня точності.

Визначаємо число одиниць допуску за формулою

, (9.13)

де Т_? - допуск вихідної ланки;

і - одиниця допуску.

Значення одиниць допуску і залежно від номінальних значень розмірів складових ланок приймаємо згідно [2], допуск на розмір вихідної ланки ми визначили згідно формули 9.12. Підставляємо знайдені значення в формулу 9.13

За [2] приймаємо стандартне число одиниць допуску. Оскільки в таблиці немає точного відповідного стандартного числа одиниць допуску, то приймаємо найближче менше його значення. Отже приймаємо а = 25, що відповідає 8 квалітету.

По [2] призначаємо допуски на всі складові розміри по 8 квалітету

Т_A1 = 22 мкм; Т_A2 = 33 мкм;

Т_A3 = 27 мкм; Т_A4 = 33 мкм;

T_A5 = 27 мкм; T_A6 = 33 мкм;

T_A7 = 54 мкм.

Перевіряємо правильність призначення допусків за формулою:

(9.14)

(22 + 33 + 27 + 33 + 27 + 33 + 54) ? 350;

229 ? 240.

Отже умова виконується.

3 Визначення граничних відхилень замикаючої та всіх складових ланок розмірного ланцюга

Згідно з рекомендаціями 2 призначаємо відхилення на всі складові розміри

А₁ = 7 - _0,022 A₂ = 19_-0,033

A₃ = 12,2 - _0,027 A₄ = 21 - _0,033

A₅ = 12,2 - _0,027 A₆ = 19 - _0,033

A₇ = 90 - _0,054 .

Розраховуємо середні відхилення полів допусків замикаючої та складових ланок за формулою:

;

Перевіряємо правильність призначення відхилень за формулою:

(9.16)

0,12 = 0,027 - (- 0,011 - 0,0165 - 0,0135 - 0,0165 - 0,0135 - 0,0165);

0,12 ? 0,1145.

Отже умова не виконується і тому доцільно ввести “залежну” ланку.

Нехай залежною ланкою буде A₂. Тоді зберігаємо прийняті вище відхилення для всіх ланок крім ланки A₂. Враховуючи, що ланка A₂ - зменшувальна, її середнє відхилення визначаємо за формулою:

(9.17)

= E_с7 = 0,12 - (- 0,011 - 0,0165 - 0,0135 - 0,0165-0,0135- 0,0165)- - 0,027 = 0,052;

= E_с7 = 0,052.

Граничні відхилення залежної ланки визначаються за формулами:

= 0,052 + ( 0,054 / 2 ) = 0,079;

= 0,052 - ( -0,054 / 2 ) = 0,025.

Таким чином можна записати, що

A₂ = 19;

Перевіримо ще раз правильність призначення відхилень за формулою 9.6 :

0,12 = 0,027 - (- 0,011 - 0,06 - 0,09 - 0,0135 - 0,0165 - 0,0135 - 0,06 - - 0,052);

0,12 = 0,12

Задача розв'язана вірно.

Отже, виконані розрахунки дозволили уточнити номінальні значення всіх розмірів, які входять в розмірний ланцюг і обґрунтовано призначити на них допуски та граничні відхилення. Розрахунки зводимо в таблицю 9.5.

Таблиця 9.5 - Значення допусків та граничних відхилень вихідної та складових ланок

Номінальний розмір, мм	Квалітет	Допуск, мкм	Верхнє відхилення, мм	Нижнє відхилення, мм	Позначення ланки
7	8	22	0	-0,022	А1
19	8	33	-0,06	-0,09	А2
12,2	8	27	0	-0,027	А3
21	8	33	0	-0,033	А4
12,2	8	27	0	-0,027	А5
19	8	33	-0,06	-0,09	А6
90	8	54	0	-0,054	А7

10. Розрахунок точності циліндричних зубчатих коліс

Вихідними даними для розрахунку точності зубчастих коліс є:

- частота обертання зубчатого колеса;

- діаметр зубчатого колеса;

- міжосьова відстань між спряженими зубчатими колесами.

Розрахунок проводиться для зубчатого колеса вказаного викладачем у завданні відповідно до виданого складального креслення.

10.1 Основні поняття та визначення

Зубчаті передачі це складні кінематичні пари, які мають ряд призначень, а саме: передача крутних моментів, зміни напрямку руху; зміни частоти обертання, перетворення обертального руху в поступальний і навпаки. Параметри точності регламентують точність окремого колеса та експлуатаційні параметри передачі за ГОСТ 164381.

ГОСТ 1643-81 поширюється на евольвентні циліндричні зубчасті колеса й зубчасті передачі зовнішнього і внутрішнього зачеплення з прямозубими, косозубими та шевронними зубчастими колесами з діаметром подільного кола до 6300 мм, модулем зубів від 1 до 55 мм, шириною зубчастого вінця або напівшеврона до 1250 мм. Евольвентний профіль зуба одержують при механічній обробці заготовок методом обкочування (без ковзання) зуборізним інструментом. При цьому профіль і геометричні параметри зубів зубчастих коліс повинні відповідати ГОСТ 13755-81.

Для зубчастих коліс і передач встановлено дванадцять ступенів точності, які позначаються у порядку зменшення точності арабськими цифрами від 1 до 12. Для ступеня точності 1 і 2 допуски й граничні відхилення в ГОСТ 1643-81 не приводяться, тому що ці ступені передбачені для майбутнього розвитку, коли технологія зубонарізування зможе забезпечити таку точність.

Ступені точності від 3 до 5 застосовують для виготовлення вимірювальних зубчастих коліс, що використовуються для контролю зубчастих коліс; колеса, застосовувані в особливо точних ділильних механізмах; зуборізний інструмент. Зубчасті колеса ступенів точності 5 - 8 широко застосовують в авіаційній, автомобільній і іншій галузях промисловості. Найбільше поширення в машинобудуванні мають зубчасті колеса 7- го ступеня точності. Такі колеса широко використовуються в металорізальних верстатах, швидкісних редукторах, автомобілях і тракторах. Зубчасті колеса ступеня точності 8-11 застосовують у вантажопідйомних механізмах і сільськогосподарських машинах. За дванадцятим ступенем точності виготовляють невідповідальні колеса із зубами, що не піддаються механічній обробці, наприклад литі.

Розрахунковим ступенем точності є шостий ступінь. Для цього ступеня точності розраховувалися допуски, а для інших ступенів числові значення допусків визначалися множенням або розподілом допусків 6- й ступеня на коефіцієнти переходу. У межах одного ступеня точності величини допусків і граничних відхилень для різних показників точності зв'язані між собою аналітичними залежностями, наведеними в стандарті.

Вибір ступеня точності передачі виконується конструктором на основі конкретних умов роботи передачі і тих вимог, які до неї пред'являються (коловій швидкості, режиму роботи, потужності, що передаватиметься тощо).

При виборі ступенів точності використовують один із трьох методів: розрахунковий, прецедентів (аналогів) або подібності (табличний).

Найкращим є розрахунковий метод, при якому необхідний ступінь точності визначається на основі кінематичного розрахунку погрішностей всієї передачі, розрахунку динаміки передачі, вимог до вібрацій і шуму передачі, розрахунку на контактну міцність і довговічність.

При методі прецедентів ступінь точності проектованої передачі приймають рівним ступеню точності передачі, яка демонструвала ефективність експлуатації.

При методі подібності для вибору ступеня точності використовують узагальнені рекомендації й таблиці, у яких вказані типові значення окружних швидкостей для кожного ступеня точності.

Для кожного ступеня точності встановлені показники точності, які зведені в три групи норм точності: норми кінематичної точності, плавності й контакту зубів. Такий поділ викликаний тим, що залежно від призначення й умов роботи зубчастих коліс і передач, пред'являються різні вимоги до точності виконання їх елементів.

Це дозволяє в одній передачі комбінувати різні ступені точності, тобто призначати їх відповідно до умов роботи та важливості показників. Наприклад, для тихохідних силових передач норми контакту зубів призначаються по більше високих ступенях точності, ніж норми кінематичної точності й плавності роботи колеса, а для передач відлікових механізмів норми контакту приймаються грубіше норм кінематичної точності.

Комбінування ступенів точності дозволяє на важливі функціональні параметри задавати більше високі вимоги, а на другорядні - знижені, що призводить до здешевлення виготовлення профілю зубів.

Між показниками точності зубчастих коліс існує певний взаємозв'язок, тому практично неможливо виготовити колеса зі значним розривом у ступенях точності за окремими показниками. Стандарт установлює обмеження при комбінуванні норм різних ступенів точності: норми плавності роботи зубчастих коліс і передач можуть бути не більше ніж на два ступені точніше або на один ступінь грубіше норм кінематичної точності; норми контакту зубів можуть призначатися по будь-яких ступенях, більше точним, чим норми плавності роботи зубчастих коліс і передач, а також на один ступінь грубіше норм плавності.

Якщо ж експлуатаційні вимоги до передачі за всіма показниками однакові, то для всіх показників точності коліс (норм точності) призначається один ступінь точності.

Для вибору кінематичного ступеня точності можна скористатись таблицею 10.1.

Таблиця 10.1 - Вибір степені точності в залежності від призначення зубчатих передач і їх колових швидкостей

Степінь точності циліндричного зубчастого колеса	Область застосування	Колові швидкості коліс: а)прямозубих б)непрямозубих
5-а (прецизійні)	Зубчасті колеса, призначені для передач з прецизійною узгодженістю обертання або такі, що працюють при високих швидкостях з найбільшою плавністю і безшумністю. Колеса прецизійних механізмів* або високошвидкісних передач (турбінні). Вимірювальні колеса для контролю коліс 8-ї і 9-ї ступеня точності	а) Більше 30 м/с б) Більше 50м/с
6-а (високоточні)	Зубчасті колеса призначені для передач з точно узгодженим обертанням або працюють при підвищених швидкостях і більших навантаженнях плавно і безшумно. Колеса ділильних механізмів* або швидкісних редукторів**, відповідальні колеса авіа -, авто - і верстатобудування* *	а) До 15 м/с б) До 30 м/с
7-а (точні)	Зубчасті колеса, що працюють при підвищених швидкостях і помірних навантаженнях, або, навпаки, колеса подачі у верстатах, де потрібна узгодженість рухів; колеса редукторів нормального ряду, колеса авіа - і автобудування	а) До 10 м/с б) До 15 м/с
8-а (середньої точності)	Зубчасті колеса загального машинобудування, які не вимагають особливої точності; колеса верстатів, які не входять в ділильні ланцюги, невідповідальні шестерні авіа-, авто- і тракторобудування, колеса вантажопідйомних механізмів, відповідальні шестерні сільськогосподарських машин	а) До 6 м/с б) До 10 м/с
9-а (пониженої точності)	Зубчасті колеса, призначені для грубої роботи, до яких не пред'являються вимоги середньої точності, ненавантажені передачі, виконані з конструктивних міркувань більшими, ніж отримані з розрахунків	а) До 2м/с б) До 4м/с

* Ступінь по нормах плавності може бути на одну ступінь грубіша.

** Ступінь по нормах кінематичної точності може бути на одну грубіша.

Кінематична точність зубчастих передач визначається кінематичною похибкою колеса, радіальним биттям зубчастого вінця коливанням довжини загальної нормалі і міжосьової відстані за один оберт колеса.

Кінематичною похибкою зубчастого колеса називається найбільша похибка кута повороту колеса в межах його повного оберту.

Накопиченою похибкою кроку по колесу називають найбільшу похибку у взаємному розташуванні двох однойменних профілів зубців обводу колеса.

Похибкою кута повороту досліджуваного зубчастого колеса називають різницю між дійсним і номінальним (розрахунковим) кутами повороту, що виражається довжиною дуги ділильного кола.

Радіальним биттям зубчастого вінця називають найбільше коливання відстаней від постійних хорд зубців (впадин) до осі обертання.

Довжиною загальної нормалі називають пряму, що з'єднує точки дотику двох різнойменних профілів.

Коливанням міжосьової відстані за один оберт колеса називають різницю між найбільшою і найменшою дійсними міжосьовими відстанями.

Загальною нормаллю називається пряма, яка з'єднує точки дотику двох різних профілів з охоплюючими їх паралельними дотичними до них площинами. Середня довжина загальної нормалі визначається, як середнє арифметичне зі всіх дійсних довжин загальних нормалей по зубчатому колесу.

Плавність - це один із важливих показників роботи зубчастих передач. Для забезпечення плавності роботи коліс у передачі необхідно обмежувати допусками циклічну похибку, граничне відхилення кроку зачеплення, похибку профілю зуба, відхилення кроку.

Циклічною похибкою називають подвоєну амплітуду гармонічної складової кінематичної похибки зубчастого колеса.

Під відхиленням кроку зачеплення розуміють різницю між дійсним і номінальним кроками зачеплення.

Похибка профілю зуба - це відстань по нормалі між двома теоретичними профілями.

Відхиленням кроку називають похибку кроку зубчастого колеса при його повороті на один номінальний кутовий крок.

Контакт спряжених зубців коліс характеризує концентрацію навантаження на окремих ділянках бокових поверхонь зубців, Практично цей показник визначається плямою контакту.

При збільшенні повноти контакту зубців, тобто площі та рівномірного розподілу плями контакту на робочій поверхні зубців, збільшується надійність передач. Комплексним показником повноти контакту зубців є сумарна пляма, тобто частина активної поверхні зуба, на якій розміщені сліди прилягання його до зубців спряженого колеса після роботи передачі.

Гарантований, тобто найменший з усіх можливих в передачі, боковий зазор між неробочими профілями зубів при контакті робочих профілів повинен компенсувати усі можливі зміни розмірів коліс, які виникають внаслідок нагріву передачі в процесі експлуатації, забезпечити нормальні умови змащення зубів, а також компенсувати похибки виготовлення і монтажу

. (10.1)

Передбачено 6 видів спряжень, які визначають різні значення . Кожний вид спряження має умовну назву, символ і передбачає різні значення зазору, а саме: вид А збільшений; В нормальний; С зменшений; D малий; Е особливо малий; Н нульовий.

1. Величина бокового зазору, що відповідає температурній компенсації

j_n1 = a (₁ • (t₁ - 20) ₂ • (t₂ - 20)) • 2sin, (10.2)

де а міжосьова відстань;

₁, ₂ коефіцієнти лінійного розширення зубчастого колеса і шестерні ( = 11,5 10^-6 С^-1 для стальних коліс; = 10,5 10^-6 С^-1 для чавунних коліс);

t₁, t₂ граничні робочі температури зубчастого колеса і шестерні відповідно.

2. Величина бокового зазору, що забезпечує нормальні умови змащення j_n2, залежить від способу змащення і окружної швидкості передачі. Можна прийняти, що ця величина рівна (в мікрометрах) від 10m_n для тихохідних передач до 30m_n для дуже швидкісних передач, де m_n - нормальний модуль в мм.

Найбільший боковий зазор ГОСТ не нормується.

На боковий зазор згідно стандарту ГОСТ 1643 - 81 встановлено вісім видів допусків T_jn: h, d, c, b, a, z, y, x при модулі m > 1 мм.

Умовні позначення циліндричних зубчастих передач включають ступені точності за нормами кінематичної точності, плавності контакту, а також - вид спряження, допуск на боковий зазор і стандарт. Наприклад, позначення 8-7-7-Ва ГОСТ 1643 - 81 вказує, що для передачі з циліндричними зубчастими колесами прийняті такі ступені точності за нормами: 8 - кінематична точність, 7 плавність роботи, 7 - пляма контакту, а також вид спряження В з допуском на боковий зазор а.

10.2 Алгоритм розрахунку точності зубчастого колеса

Нехай дано діаметр подільного кола зубчастого колеса d (визначається з креслення) та міжосьова відстань а.

1 З вихідних даних для розрахунки посадки з зазором нам відомо частоту обертання валу n. Враховуючи передаточні відношення (для положення механізму зображеного на кресленні) визначаємо частоту обертання досліджуваного зубчастого колеса n_n

n_n = n ^. u₁ ^. u₂ ^. … ^. u_n, (10.3)

де - передаточне відношення.

2 Визначаємо лінійну швидкість точки подільного кола зубчатого колеса

V = 0,5n_n ^. d_n, (10.4)

де n_n - частота обертання досліджуваного зубчатого колеса;

d_n - подільний діаметр досліджуваного зубчатого колеса.

3 За таблицею 10.1 з врахуванням лінійної швидкості точки подільного колеса і службового призначення механізму обираємо кінематичну точність зубчастого колеса. Вибір норм плавності і плями контакту відбувається в залежності від кінематичної точності колеса (точність за плямою контакту може бути на один ступінь точніша від кінематичної, а за нормами плавності може бути на один ступінь грубіша норм кінематичної точності) та призначення механізму.

4 Розраховуємо модуль зубчатого колеса на основі залежності

, (10.5)

або для прямозубих зубчастих коліс

, (10.6)

де z₁ і z₂ - кількість зубців зубчатого колеса і шестерні;

d₁ і d₂ - подільні діаметри зубчатого колеса і шестерні;

а - міжосьова відстань між колесом і шестернею;

в_n - кут нахилу до осі обертання зубців зубчатого колеса.

5 Призначаємо кількість зубців зубчатого колеса і шестерні z₁ і z₂ на основі виразів (10.5) або (10.6) таким чином, щоб модуль зубчатих коліс відповідав стандартному ряду [3].

6 Визначаємо довжину спільної нормалі:

W = m W₁, (10.7)

де W₁ - довжина спільної нормалі при m=1 мм [3].

7 Визначаємо відхилення від середньої довжини загальної нормалі [3].

Верхнє відхилення середньої довжини загальної нормалі:

. (10.8)

Нижнє відхилення середньої довжини загальної нормалі:

, (10.9)

де T_Wm1 - допуск на середню довжину загальної нормалі [3].

8 Розраховуємо гарантований боковий зазор на основі виразів (10.1) і (10.2).

9 Призначаємо стандартний боковий зазор таким чином, щоб j_n<j_nmin.

10.3 Приклад розрахунку точності циліндричного зубчатого колеса (див. рисунок 10.1)



Рисунок 10.1 - Креслення механізму

Вихідні дані:

Ділильний діаметр d = 164 мм; міжосьова відстань а = 116 мм; частота обертання на валу d₁ дорівнює 500 об/хв.

1 Для заданого на рисунку 10.1 положення частота обертання досліджуваного зубчатого колеса становитиме

об/хв.

2 Лінійна швидкість руху точки на подільному колі зубчатого колеса становитиме

V = 0,5 ^. 982,7 ^. 0,164 = 80,59 м/хв.

3 Згідно рекомендацій (див. таблицю 10.1), для зубчатих коліс в таких механізмах можна застосовувати 9 ступінь кінематичної точності.

4 Приймаємо, що модуль зубчатого колеса m = 4, тоді кількість зубців становитиме

z = d/m = 164/4 = 41.

5 Визначаємо довжину спільної нормалі:

W = m W₁,

де W₁ - довжина спільної нормалі при m=1 мм.

W₁ = 7,85650 при z_n = 3.

Тоді довжина спільної нормалі

W = m W₁ = 4 7,85650 = 31,5825 (мм).

6 Визначаємо відхилення від середньої довжини загальної нормалі [3]. Верхнє відхилення середньої довжини загальної нормалі:

,

де E_Wms = 120 мкм; E_Wms = 14 мкм при допуску на радіальне биття зубчатого вінця F_r = 56 мкм.

Таким чином

Е_ms = (120 +14) = -134 (мкм).

Нижнє відхилення середньої довжини загальної нормалі розраховується:

,

де T_Wmi = 100 мкм - допуск на середню довжину загальної нормалі.

Підставляючи чисельні значення отримаємо

.

Отже довжина загальної нормалі:

31,5825.

8 Розраховуємо гарантований боковий зазор на основі виразів

j_n = j_n1 + j_n2,

j_n1 = a (₁ • (t₁ - 20) ₂ • (t₂ - 20)) • 2sin,

j_n2 = (10...30) m,

де а міжосьова відстань;

₁,₂ коефіцієнти лінійного розширення:

₁ = 11,5 10^-6 С^-1 для стальних коліс;

₂ = 10,5 10^-6 С^-1 для чавунних коліс;

t₁, t₂ граничні температури зубчатого колеса і шестерні, які відповідають робочій температурі механізму (t₁ = t₂ = t_p = 75 С).

Тоді, підставляючи отримані значення

j_n1 = 116•(11,5 10^-6 55 10,5 10^-6 55) 0,684 = 4,4 мкм;

j_n2 = (10...30) m = 20 4 = 80 (мкм);

j_n = 4,4 + 80 = 84,4 (мкм);

9 Призначаємо стандартний боковий зазор. З довідникових таблиць вибираємо найближче більше значення гарантованого бокового зазору j_{n min} = 100 мкм, що відповідає виду спряження С і допуску на спряження с. Таким чином позначення точності зубчатого колеса запишеться:

9-10-10 С,

де 9 - ступінь по нормам кінематичної точності;

10 - ступінь точності по нормам плавності;

10 - ступінь точності по нормам контакту зубців;

С - вид спряження зубців.

11. Вимоги до виконання робочих креслень деталей

11.1 Правила і рекомендації по призначенню допусків і граничних відхилень

Геометрична точність деталей оцінюється:

точністю розмірів елементів деталей;

точністю їх взаємного розташування;

точністю форми поверхонь елементів (макрогеометрією поверхонь);

шорсткістю поверхонь (мікрогеометрією).

При проектуванні деталей задають не тільки розміри елементів, але і їх граничні відхилення по всім чотирьом геометричним параметрам.

11.1.1 Граничні відхилення розмірів

Для всіх розмірів, які нанесенні на креслені, вказуються граничні відхилення.

Граничні відхилення спряжених розмірів відповідають посадкам, які вказані на складальних кресленнях. Їх наносять на креслені одним з трьох способів, встановленим ГОСТ 25346 - 82:

умовним позначенням полів допусків - 30f6, 70H8;

числовими значеннями граничних відхилень - 30, 70;

умовними позначеннями полів допусків з вказуванням в скобках числових значень граничних відхилень - 30f6 .

Граничні відхилення розмірів, які входять в розмірний ланцюг, вказуються в відповідності з результатами розрахунків розмірних ланцюгів.

Числові значення відхилень визначаються по таблицям ГОСТ 30893 - 2002 в залежності від класу точності, вказаному в загальному записі.

11.1.2 Допуски форми і розташування

Вибір допусків залежить від конструктивних і технологічних вимог до елементів деталей.

На кресленнях безпосередньо вказується лише ті допуски форми і розташування, які по конструктивним і технологічним причинам повинні бути меншими, а в окремих випадках - більшими, чим вказані.

Всі допуски форми і розташування розділяють на дві групи:

обмежені полем допуску розміру;

безпосередньо не обмежені полем допуску розміру.

Згідно ГОСТ 24643-81 до першої групи відносяться допуски циліндричності, круглості, профілю повздовжнього перерізу, площинності, прямолінійності і паралельності. На дані допуски розповсюджується правило, якщо допуски форми і розташування не вказані, то вони повинні бути обмежені полем допуску розміру.

Відхилення форми і розташування другої групи не входять складовою частиною в похибку розміру відповідних елементів і не виявляються при контролі розмірів. Тому, ці відхилення завжди повинні бути обмеженими граничними допусками.

Допуски форми і розташування поверхонь вказуються на кресленнях у відповідності до ГОСТ 2.308-79.

11.2 Технічні вимоги на кресленнях

Текстову частину вимог розміщують на полі креслення над основним написом в наступному порядку:

вимоги до матеріалу, заготовки, термічної обробки;

розміри (формувальні і штампувальні радіуси, ухили);

граничні відхилення розмірів, форми і розташування поверхонь, дисбаланс;

вимоги до якості поверхонь (шорсткість, покриття).

11.3 Призначення допусків форми, розташування і шорсткості поверхонь для виконання робочих креслень валів

11.3.1 Загальні вимоги до вибору допусків форми і розташування

При виборі допусків форми і розташування на деталі форми і розташування на деталі типу вали всі вимоги можна розділити на три групи.

Перша група пов'язана з установкою підшипників кочення, або з створенням необхідних умов для роботи підшипників пов'язання.

Друга група забезпечує точність зачеплення в зубчатих і черв'ячних передачах.

Третя група обмежує неврівноваженість деталей.

Під час призначення допусків взаємного розташування різних елементів валів, насамперед необхідно вибрати бази, відносно яких вони будуть задаватися. В якості баз, зазвичай, обирають поверхні цапф, тобто ті поверхні, які визначають положення вала в механізмі.

11.3.2 Призначення допусків форми і розташування поверхонь

Для підшипників кочення призначають допуск радіального биття посадочної поверхні відносно загальної вісі.

Допуск радіального биття рекомендується призначати замість співвісності, оскільки полегшується контроль даного параметру.

Для забезпечення якості роботи підшипника кочення, крім радіального биття, призначають допуск торцьового биття заплечика вала.

Для забезпечення норм контакту зубців в передачі - призначають допуск торцьового биття, буртика вала.

Для забезпечення виконання норм кінематичної точності передачі - призначають допуск радіального биття посадочної поверхні для зубчатого колеса.

Для обмеження можливого дисбалансу як самого вала, так і вала в механізмі призначають допуск радіального биття, а для зірочок, в залежності від частоти обертання.

Для забезпечення якісної роботи підшипників кочення призначають допуски круглості і профілю повздовжнього перерізу.

Допуск симетричності розташування бокових сторін шліців - для забезпечення рівномірності контакту бокових поверхонь шліців в спряжені.

Допуск симетричності розташування шпоночного паза на глибину і довжину шпоночного паза.

11.3.3 Призначення параметрів шорсткості

Значення параметра Ra шорсткості поверхонь в шпонковому з'єднані згідно з рекомендаціями слід вибирати не більше:

для робочих поверхонь пазів і шпонок - 1,6 … 3,2 мкм;

для неробочих поверхонь - 6,3 … 12,5 мкм.

Значення параметра шорсткості посадочних поверхонь під підшипники кочення вибирають за таблицею 11.1.

Таблиця 11.1 - Параметри шорсткості посадочних поверхонь під підшипники кочення

Посадочна поверхня	Номінальний розмір, мм	Значення параметра Ra, мкм
		Клас точності підшипника
		0	6 і 5	4
Валів	до 80	1,25	0,63	0,32
	вище 80 до 500	2,5	1,25	0,63
Отворів корпусів	до 80	1,25	0,63	0,63
	вище 80 до 500	2,5	1,25	1,25
Опорних торців заплечиків валів і корпусів	до 80	2,5	1,25	1,25
	вище 80 до 500	2,5	2,5	2,5

Значення параметра Ra шорсткості поверхонь зубчастих (шліцьових) з'єднань слід вибирати по таблиці 11.2.