Расчет точности размеров деталей, входящих в сборочный узел

1. Расчет и выбор посадки для гладкого цилиндрического соединения с гарантированным натягом и зазором

Таблица 1.1. Исходные данные

1. Определяем требуемое минимальное удельное давление. ([1], ф. 1.107, с. 333)

(Н/м) где — коэффициент трения при установившемся процессе распрессовки или проворачивания. Принимаем по материалу сопрягаемых деталей Сталь-Сталь равным 0.05. ([1], табл. 1.104, с. 334).

2. Определяем необходимую величину наименьшего расчетного натяга ([1], ф. 1.110, с. 334)

где Е_i — модули упругости материалов соответственно охватываемой и охватывающей деталей, Е₁ =0.84, Е₂ = Н/м² ([1], табл. 1.106, с. 335);

с_i — коэффициенты Ляме, определяемые по формулам ([1], ф. 1.111, с334):

где — коэффициенты Пуассона для охватывающей и охватываемой деталей, ([1], табл. 1.106, с. 335).

(мкм)

3. Определяем минимальный допустимый натяг ([1], ф. 1.112, с. 335):

.

где — поправка, учитывающая смятие неровностей контактных поверхностей деталей при образовании соединения ([1], ф. 1.113, с. 335)

(мкм) зазор передача калибр зубчатый

— поправка, учитывающая различие рабочей температуры деталей (t_d и t_D) и температуры сборки (t_сб),, т.к. температуры равны между собой. ([1], с. 335)

— поправка, учитывающая ослабления натяга под действием центробежных сил, принимаем = 0, т.к. детали не вращаются.

— добавка, компенсирующая уменьшения натяга при повторных запрессовках, определяется опытным путем. Принимаем равной 10 мкм

(мкм)

4. Определяем максимально допустимое удельное давление, при котором отсутствует пластическая деформация на контактных поверхностях деталей ([1], ф. 1.115 и ф. 1.116, с336). При согласовании с преподавателем, изменяю материал деталей.

где — предел текучести материалов охватываемой и охватывающей деталей.

(Н/м²)

(Н/м²)

В качестве, берем наименьшее из двух значений, следовательно (Н/м²).

5. Определяем величину наибольшего расчетного натяга ([1], ф. 1.117, с. 336):

(мкм)

6. Определяем величину максимально допустимого натяга ([1], ф. 1.118, с. 336):

где — коэффициент, учитывающий увеличение удельного давления у торцов охватывающей детали, принимаем равным 0.93 ([1], рис. 1.68, с. 336).

(мкм)

7. Выбираем посадку из таблиц системы допусков и посадок ([1], табл. 1.49, с. 156):

В выборе посадки мы следовали следующим условиям:

1. ([1], ф. 1.119, с. 336)

2. ([1], ф. 1.119, с. 336)

Запас прочности соединения для данной посадки равен (мкм) ([1], с. 339). Запас прочности деталей (мкм) ([1], с. 339). Фактические запасы прочности выше, т.к. в соединении не будет натягов, больших чем вероятностный максимальный натяг, и меньших, чем вероятностный минимальный натяг ([1], с. 339):

(мкм)

(мкм)

8. Определяем усилие запрессовки ([1], ф. 1.121, с. 336)

H

где

(Н/м²).

Таблица 1.2-Исходные данные

1. По условию среднее давление. Устанавливаем допускаемую минимальную толщину масляного слоя ([1], ф. 1.76.с. 236). При согласовании с преподавателем, изменяю шероховатость

(м) где — коэффициент запаса надежности по толщине масляного слоя;

— добавка на неразрывность масляного слоя, .

Задаемся рабочей температурой подшипника єС ([1], с. 288) при которой

2. Рассчитываем значение Аh ([1], ф. 1.86, с. 289);

3. По рисунку 1.27 ([1], с. 288) определяем, используя найденное значениеи l/d=2, минимальный относительный эксцентриситет, при котором толщина масляного слоя равна. меньше 0.3 и поэтому условие (1.79) ([1], с. 286) не выполнено.

По рисунку 1.27 находим значениепри и l/d=2 и затем определяем величину минимального допускаемого зазора ([1], ф. 1.89.с. 289):

мкм

4. По найденному ранее значению находим максимальный относительный эксцентриситет, при котором толщина масляного слоя ([1], рис. 1.27.с. 288):

Определяем величину максимального допускаемого зазора (1 ф. 1.89, с. 289):

мкм

5. Для выбора посадки наряду с условиями:

и используется дополнительное условие, что средний зазор в посадке должен быть примерно равен оптимальному.

Рассчитаем оптимальный зазор ([1], ф. 1.83, с. 286):

мкм где — максимальное значение, А при данном l/d, ,

Определяем максимальную толщину масляного слоя при оптимальном зазоре ([1] ф. 1.70.с. 283):

мкм Определяем, что условиям подбора посадки наиболее близко соответствует посадка Для которой, мкм Условие (1.78) можно считать выполненным, т.к. получение зазора мкм маловероятно:

мкм

2. Выбор универсальных средств измерения для контроля соединения рассчитанного в первом пункте

Для контроля размера отверстия, контроля размера вала принимаем измерительный инструмент исходя из условия его выбора:

где — погрешность прибора,

— допуск погрешности измерения, выбирается по ГОСТ 8.051−81, который для вала равен (мкм), для отверстия — (мкм).

Исходя из условия, выбираем измерительный инструмент:

Для вала — микрометр гладкий 1-го класса с настройкой на размер 50 мм, =9.

Для отверстия — нутромер индикаторный при замене отсчётного устройства измерительной головкой с ценой деления 0.002 мм при установке на размер50 мм, =4.5.

Характеристики инструментов сведем в таблицу 2.1.

Таблица 2.1 — Метрологические характеристики инструмента.

3. Расчет и конструирование предельных калибров для контроля соединения, рассчитанного в пункте 1

1. Расчет исполнительных размеров для контроля вала.

Исходный размер вала ;

Исполнительным размером калибра-скобы называется наименьший предельный размер калибра с отклонением в «+», равным допуску на его изготовление.

Рассчитаем исполнительные размеры для калибра-скобы:

определим значения по ГОСТ 24 853–81:

— отклонение середины поля допуска на изготовление проходного калибра для вала относительно небольшого предельного размера изделия

мкм;

— допустимый выход размера изношенного проходного калибра для вала за границу поля допуска изделия

мкм;

— допуск на изготовление калибров для вала

мкм;

С учетом данных размеров строим схему расположения полей допусков

(мм)

(мм)

2. Расчет исполнительных размеров калибров для контроля отверстия.

Исходный размер отверстия ;

Исполнительным размером калибра-пробки называется наибольший предельный размер калибра с отклонением в «-», равным допуску на его изготовление.

Рассчитаем исполнительные размеры для калибра-пробки:

определим значения по ГОСТ 24 853–81:

Z — отклонение середины поля допуска на изготовление проходного калибра для отверстия относительно небольшого предельного размера изделия

мкм

Y — допустимый выход размера изношенного проходного калибра для отверстия за границу поля допуска изделия

мкм;

H — допуск на изготовление калибров для отверстия

мкм;

С учетом данных размеров строим схему расположения полей допусков (Рисунок 3.2).

(мм)

(мм) Эскиз калибра-скобы Эскиз калибра-пробки

4. Расчет, выбор посадок для подшипников качения. Определить процент натягов и зазоров в соединении. Проверить наличие радиального посадочного зазора при наибольшем натяге для циркуляционного нагруженного кольца. Привести эскиз подшипникового узла и посадочных поверхностей с указанием точности изготовления размеров, шероховатости, допусков формы и расположения. ([3], табл. 2)

Таблица 4 — Исходные данные

1. Определим режим работы подшипника качения:

, т.к., то режим работы — легкий ([4], табл. 6, с. 7).

I. Зададимся следующими видами нагружения колец:

а) внутреннее — циркуляционное нагружение:

Выбираем посадку:

Рассчитаем характеристики посадки: (мм)

(мм)

Так как посадка переходная рассчитаем среднеквадратичное отклонение натяга:

(мм) Пределы интегрирования:

При z = 1.802 по таблице 1 ([1], с. 12) находим Ф (z) = 0.4641. Тогда вероятность зазора находим по зависимости:

Так как процент натяга составляет величину большую, чем 95%, то данная посадка применима.

Рассчитаем величину радиального посадочного зазора ([8], с. 83):

где g_н — начальный радиальный зазор ([8], прилож. VII, с. 196):

g_н.ср. = (мкм) Дd_1нб — величина деформации ([8], ф. III-24, с. 82):

где Д_эФ — эффективный натяг, Д_эФ = 0,85Д_нб

Д_нб — измеренный натяг,

d₀ — приведенный наружный диаметр внутреннего кольца ([8], с. 83):

(мм) Тогда

(мм) б) наружное — местное нагружение;

Выбираем посадку:

Рассчитаем характеристики посадки: (мм)

(мм) Посадка применима, т.к. имеет 100% зазор.

II. Зададимся следующими видами нагружения колец:

а) Внутреннее — местное нагружение:

Выбираем посадку:

Определим характеристики посадки:

(мм);

(мм)

Так как посадка переходная рассчитаем среднеквадратичное отклонение натяга:

(мм) Пределы интегрирования:

При z = 3.8 по таблице 1 ([1], с. 12) находим Ф (z) = 0.49 966. Тогда вероятность зазора находим по зависимости:

Так как процент натяга составляет величину большую, чем 95%, то данная посадка применима.

б) наружное — циркуляционное нагружение:

Выбираем посадку:

Определим характеристики посадки:

(мм);

(мм)

Так как посадка переходная рассчитаем среднеквадратичное отклонение натяга:

(мм) Пределы интегрирования:

При z = 3.8 по таблице 1 ([1], с. 12) находим Ф (z) = 0.49 931 Тогда вероятность зазора находим по зависимости:

Рассчитаем величину радиального посадочного зазора ([8], с. 83):

где g_н — начальный радиальный зазор ([8], прилож. VII, с. 196):

g_н.ср. = (мкм) Дg_1нб — величина деформации ([8], ф. III-24, с. 82):

где Д_эФ — эффективный натяг, Д_эФ = 0,85Д_нб

Д_нб — измеренный натяг,

— приведенный наружный диаметр внутреннего кольца ([8], с. 83):

(мм) Тогда

(мкм) Эскиз подшипникового узла и деталей, образующих соединение

5. Назначение выбор посадок шлицевого соединения. Схема расположения полей допусков по основным параметрам шлицевого соединения и расчет их предельных размеров, условное обозначение. ([3], табл. 3)

Исходные данные: наружный диаметр D = 32, способ центрирования — D.

1. Определяем параметры шлицевого соединения ([2], табл. 4.71, с. 250):

где z — число зубьев, z =6;

d — внутренний диаметр, d =26;

b — ширина шлица, b = 6;

Серия средняя.

Условное обозначение шлицевого соединения:

Посадки на размеры назначаем по таблицам 4.72, 4.74 и 4.75 ([2], с. 252−253).

2. Запишем условное обозначение шлицевого вала и определим размеры и допуски:

Рассчитаем предельные размеры и допуски вала:

d = 26g6

es = -7 (мкм);

еi = -20 (мкм);

d_max= d + es = 26−0.007=25.993 (мм);

d_min = d + ei = 26−0.02=25.98 (мм);

T_d= d_max — d_min = 25.993−25.98=0.013 (мм);

(мкм);

(мкм);

(мм);

(мм);

(мм);

(мкм);

(мкм);

(мм);

(мм);

(мм);

3. Запишем условное обозначение шлицевого отверстия, определим предельные размеры и допуски:

d=26H7

(мкм);

(мкм);

d_max = d + ES = 26 + 0.021 =26.021 (мм);

d_min= d + EI = 26 + 0 =26 (мм);

T_d = d_max — d_min = 26.021 — 26 =0.021 (мм);

(мкм);

(мкм);

(мм);

(мм);

(мм);

(мкм);

(мкм);

(мм);

(мм);

(мм);

4. Запишем посадку по центрирующему элементу (d):

5. Рассчитаем характеристики посадки:

(мм)

(мм)

(мм) Проверка: (мм)

6. Найдем вероятностный допуск посадки:

(мм)

(мм)

(мм)

(мм) Эскиз шлицевого соединения

6. Расчет предельных калибров для контроля шлицевого соединения рассчитанного в пункте 5. Привести эскизы калибров контроля центрирующего параметра

Контролируемое соединение:

Размеры калибра-пробки и калибра-кольца определяются по формулам, указанным в таблице 6.1.

Таблица 6.1 — Характеристики параметров калибров

где D_k — номинальный наружный диаметр калибра;

d_k -номинальный внутренний диаметр калибра;

b_k — номинальная толщина зуба калибра-пробки и ширина паза калибра-кольца;

D_min наименьший диаметр D втулки;

D_max — наибольший диаметр D вала;

d — номинальный внутренний диаметр втулки и вала;

b_min — наименьшая ширина паза;

b_max — наибольшая ширина паза;

Z_D, Z_b — расстояние от середины поля допуска на изготовление калибра-пробки до соответствующего наименьшего предельного размера втулки;

Z_1D, Z_1b — расстояние от середины поля допуска на изготовление калибра-кольца до соответствующего наибольшего предельного размера вала;

H_D — допуск на изготовление калибра-пробки;

H_b — допуск на изготовление калибра-пробки по толщине зуба;

H_1D — допуск на изготовление калибра-кольца;

H_1b — допуск на изготовление калибра-кольца по ширине паза;

1. Для контроля шлицевого отверстия: — используется калибр-пробка.

По ГОСТ 7951– — 80 определим величины (табл. 2):

Z_d = 0.007 мм;

H_d = 0.006 мм;

(мм)

(мм) б) Приведем расположение схемы полей допусков размера b_k.

— поле допуска на изготовление калибра,

— поле допуска размера b.

По ГОСТ 7951– — 80 определим величины (табл. 3):

Z_b = 0.010 мм;

H_b = 0.004 мм;

(мм)

(мм) в) Расположение поля допуска диаметра Dk калибра — пробки для нецентрирующего диаметра указано на рис. 6.3.

По ГОСТ 7951– — 80 определим величины (табл. 6):

мм;

мм;

мм

мм

По ГОСТ 7951– — 80 определим величины (табл. 5):

Z_1b = 0.010 мм;

H_1b = 0.005 мм;

(мм)

(мм) По ГОСТ 7951– — 80 определим величины (табл. 6):

мм мм

(мм)

(мм) Эскиз калибра-пробки

Допуск симметричности зуба калибра-пробки или паза калибра-кольца относительно оси поверхности dk (ГОСТ 7951−80, табл. 8):

Т_? = 8 мкм Допуск параллельности боковой стороны зуба калибра-пробки или паза калибра-кольца относительно оси поверхности dk при центрировании по d (ГОСТ 7951−80, табл. 8):

Т_// = 4 мкм Допуск симметричности и параллельности

7. Для заданного чертежа сборочного узла и требования точности замыкающего звена составить размерную цепь и провести расчеты точности осевых размеров деталей методами, указанными в таблице 3 ([3])

Таблица 7.1 — Расчет размерной цепи вероятностный методом

Составим равнение размерной цепи:

(мм).

Расчетное значение замыкающего звена равно заданному, что свидетельствует о правильности составление цепи.

3. Назначаем значения единиц допуска i ([7], табл. 1.2, с. 8) и сводим их в таблицу 7.1

4. Определяем расчетное значение числа единиц допуска ([7], с. 10):

где — допуск замыкающего звена, (мкм),

i — единицы допусков

(мкм) Всем звеньям (кроме одного) назначаем точности изготовления по IT13. Данные заносим в таблицу 7.1.

5. Определение истинного процента брака.

что соответствует 0,511% брака.

Полагаем что такой процент брака нас устраивает.

6. Определяем предельные отклонения увязочного звена .

Определяем координату середины поля допуска звена по формуле:

7. Определяем верхние и нижние отклонения полей допусков ([7], с. 10).

Данные заносим в таблицу 7.1.

мкм мкм

8. Выполним проверку.

— 410 = 0 — (1085 — 195 — 195 — 195 — 90)

— 410 = -410

из расчетов (мкм), что совпадает с заданным условием. Т. о. делаем вывод, что расчет выполнен верно.

Метод регулирования Выбор и назначение допусков на составляющие звенья считаем, что для размеров звеньев экономически приемлемым является 13-й квалитет.

Определяем наибольшую величину компенсации ([6], стр. 25 формула (3,11)):

Следовательно, при самом неблагоприятном сочетании размеров надо с компенсатора снять слой материала толщиной 1,07 мм, чтобы замыкающее звено попадало в предписанные пределы.

Расчет ведется с использованием таблицы

Определяем предельные размеры компенсатора — звена. Вначале определим координату середины поля допуска звена по формуле:

мкм мм мм Определяем числа ступеней компенсации:

Допуск на отдельный компенсатор выбирается в пределах:

мкм Принимаем мкм (12 квалитет);

Число ступеней компенсации следует всегда округлять в большую сторону, определяя наименьшее число ступеней .

Определяем величину ступеней компенсации:

Определяем размеры компенсаторов в комплекте:

Количество компенсаторов в комплекте соответствует числу ступеней компенсации:

8. Для заданного сборочного узла произвести выбор посадок ответственного соединения. Сделать эскизы деталей входящих в сборочный узел и указать точность осевых и диаметральных размеров, требования к точности формы и расположения поверхностей и шероховатость

Произведем выбор посадок и назначение шероховатости, точности диаметральных и осевых размеров, а также точности формы и расположения поверхностей описывая каждую сборочную единицу в отдельности.

Вал Так как нам известны диаметры валов под подшипники, то рассчитываем остальные диаметры валов по формулам ([10] стр. 42), где r-координата фаски подшипника, f-высота буртика:

мм, принимаем =60 мм.

мм, принимаем =60 мм.

Проставим допуски формы и расположения поверхностей. Следует отметить, что на нашем валу мы проставили две базы относительно которых будем рассматривать допуски формы и расположения — A, B, K, L.

Допуски цилиндричности состоят из символа /_/, числового значения допуска в миллиметрах и буквенного обозначения базы или поверхности, с которой связан допуск.

На размер Ш50k6;

T_{/_/} = (мм) На размер Ш60r6;

T_{/_/} = (мм) На размер Ш50k6;

T_{/_/} = (мм) На размер Ш45r6;

T_{/_/} = (мм) Допуск цилиндричности посадочных поверхностей для подшипников качения задают, чтобы обеспечить равномерный натяг по всей посадочной поверхности степеней вала и ограничить концентрацию напряжений. Для ступеней, где посажены зубчатые колеса, допуск цилиндричности задают, чтобы ограничить концентрацию давлений при посадке с натягом.

Допуски соосности состоят из символа ©, численного значения допуска в миллиметрах и буквенного обозначения базы или поверхности, с которой связан допуск. Из условия, что степень точности допуска для зубчатого колеса — 7. Тогда допуски соосности равны:

На размер Ш50k6;

B1=20 мм Т_(c) = 0.1B1

Ттаб = мкм; Ттаб =0.008 мм На размер Ш60r6;

Т_(c) = 0.040 мм На размер Ш50k6;

B1=20 мм Т_(c) = 0.1B1

Ттаб = мкм; Ттаб =0.008 мм На размер Ш45r6;

Т_(c) = 0.030 мм Допуск соосности посадочных поверхностей для подшипников качения, относительно их общей оси задают, чтобы ограничить перекос колец подшипника, а для зубчатого колеса — обеспечить нормы кинематической точности и нормы контакта зубчатой передачи.

Допуск перпендикулярности проставляется там, где в буртики вала упирается какая-либо деталь. В нашем случае:

мм

— для случая, когда в соприкосновение с подшипником;

— для случая, когда в соприкосновение с зубчатым колесом;

Допуск перпендикулярности базового торца вала назначают, чтобы уменьшить перекос колец подшипника и искажение геометрической формы дорожек качения внутри кольца подшипника.

Допуск симметричности и параллельности шпоночного паза будет следующий:

На размер 18P9; d=60 мм;

t_шп=43 мкм Т_// = 0.5t_шп = (мм) Т_? = 2t_шп = (мм) На размер 14P9; d=45 мм;

Т_// = 0.5t_шп = (мм) Т_? = 2t_шп = (мм) Допуск параллельности и симметричности шпоночного паза задается, чтобы он был симметричен относительно оси ступени вала, на которой расположен и параллелен этой оси. При этом соединение будет передавать необходимую нагрузку без искажений.

Эскиз вала Назначение посадки для зубчатого колеса, определение допусков и формы расположения Зубчатое колесо устанавливают по посадке с большим натягом, так как на колесо дополнительно действует осевая сила, которая создает момент. Этот момент перераспределяет по поверхности сопряжения колес с валом.

Для шпоночного паза задают допуски параллельности и симметричности:

Т_// = 0.5t_шп = мм

T? =2 tшп =мм Допуск цилиндричности посадочной поверхности назначают, чтобы ограничить концентрацию контактных давлений по посадочной поверхности.

Т_{/_/} = 0.5t,

где t=0.030, тогда Т_{/_/} =мм Эскиз зубчатого колеса Подшипники Поскольку в нашем соединение присутствуют два одинаковых подшипника, то для описания нам достаточно одного. Учтем то, что мы рассматриваем два случая, когда вал вращается — корпус неподвижен и корпус вращается вал неподвижен. Т. о. посадка для внутренних и наружных колец, которые имеют циркуляционное нагружение, т. е. вращаются относительно нагрузки, следующая —. А посадка для внутренних и наружных колец, которые имеют местное нагружение, т. е. неподвижны относительно нагрузки ;

Глухая крышка Назначим посадку —, т.к. данная посадка обеспечивает свободное базирование детали в корпусе.

Назначим допуск параллельности торцов крышки ([10], стр333): Т_// = 0.06 (мм). Его назначают, чтобы ограничить перекос колец подшипников качения.

Назначим позиционный допуск:

(мм) — его задают, чтобы ограничить отклонения расположения центров крепежных отверстий. Следует отметить, что данный допуск задается лишь в том случае, когда отверстие для винтов сверлят независимо друг от друга.

Эскиз глухой крышки Сквозная крышка Посадка выбрана для крышки подшипника, т.к. данная посадка обеспечивает высокую точность центрирования, лёгкость сборки и разборки (посадка с зазором). Допуск параллельности торцов крышки задают, если по торцу крышки базируют подшипник качения. Допуск назначают, чтобы ограничить перекос колец подшипников качения.

На размер Т_// = 0.06 (мм) при степени точности допуска 9 ([3], табл. 22.8 стр. 360);

Назначим позиционный допуск:

(мм) — его задают, чтобы ограничить отклонения расположения центров крепежных отверстий. Следует отметить, что данный допуск задается лишь в том случае, когда отверстие для винтов сверлят независимо друг от друга.

Эскиз сквозной крышки

9. Расчет и нормирование точности и вида сопряжения зубчатой передачи

Таблица -9.1

1. Определяем диаметры шестерни и колеса:

(мм)

(мм)

2. Определяем межосевое расстояние передачи ([5], с. 13):

(мм)

3. Рассчитываем окружную скорость передачи ([5], с. 13):

(м/с)

4. По величине окружной скорости назначаем 6-ю степень точности по нормам плавности ([5], табл. 2.1, с. 7). Применив принцип комбинирования, назначаем 7-ю степень по нормам кинематической точности и 6-ю — по нормам контакта.

Определяем гарантированный боковой зазор в передаче ([5], ф. 2.1, с. 8):

где v — толщина слоя смазочного материала между поверхностями зубьев,

v = 0.01m = 0.01 ([5], с. 8);

— температурный коэффициент линейного расширения материала колеса и корпуса, ([5], с. 8);

— отклонение рабочих температур колеса и корпуса от нормальной (20?С), ;

— угол профиля исходного контура, = 20 ?

Тогда

мм или 45 мкм Выбираем вид сопряжения — D ([5], табл. 2.3, с. 9).

5. Руководствуясь рекомендациями ([5], с. 12) выбираем показатели для контроля зубчатого колеса (Z₂) и назначаем на них допуски. Результаты выбора показателей и допусков сводим в таблицу 9.1

Таблица 9.1. — Показатели и их допуски для контроля зубчатого колеса.

Эти параметры выбраны по таблицам 6,8,12,22 ГОСТа 1643−81.

Выбранные показатели не требуют широкой номенклатуры измерительных средств и характеризуются простотой контроля.

6. Определяем наименьшую длину общей нормали:

где n — число охватываемых при измерение зубьев,

(мм).

7. По ГОСТ 1643–81 находим наименьшее отклонение средней длины общей нормали Е_Wms, состоящее из двух слагаемых, слагаемое I и слагаемой II. Определяем слагаемое I ([6], табл. 4, с. 13)

Е_WmsI = 50 (мкм) Определяем слагаемое II при Е_WmsII = 9 (мкм) Тогда имеем: Е_Wms= Е_WmsI +Е_WmsII = 59 (мкм) Затем находим допуск на среднюю длину общей нормали Т_Wm ([6], табл. 5, с. 14) и определяем наибольшее допустимое отклонение средней длины общей нормали.

Т_Wm = 40 (мкм)

8. Номинальная длина общей нормали с верхним и нижним отклонением:

исходя из чего, получаем

зазор передача калибр зубчатый

1. Допуски и посадки: Справочник в 2-ух частях. Ч 1. 1./ Под ред. В. Д. Мягкова. — 5-е изд., перераб. и доп. — Л.: Машиностроение. Ленингр. отд-ние, 1978 — 544 с., ил.

2. Допуски и посадки: Справочник в 2-ух ч./ В. Д. Мягков, М. А. Палей, А. Б. Романов, В. А. Брагинский. — 6-е изд., перераб. и доп. — Л.: Машиностроение. Ленингр. отд-ние, 1983. Ч 2. 448 с., ил.

3. Нормирование точности и технические измерения: Практическое пособие по выполнению курсовой работы для студентов машиностроительных специальностей. — Гомель: Учреждение образования «Гомельский государственный технический университет имени П.О. Сухого», 2002 — 22 с.

4. Нормирование точности и технические измерения: Практическое руководство к выполнению лабораторных работ по одноименному курсу для студентов машиностроительных специальностей. — Гомель: Учреждение образования «Гомельский государственный технический университет имени П.О. Сухого», 2002 — 38 с.

5. Мовшович А. В. Методические указания к курсовой работе по дисциплине «Взаимозаменяемость, стандартизация и технические измерения» для студентов. — Гомель: ГПИ, 1991.

6. А. В. Мовшович, О. С. Ершова. Контроль точности зубчатых колес: Практическое пособие к выполнению лабораторных работ по курсу «Нормирование точности и технические измерения» для студентов машиностроительных специальностей — Гомель: Учреждение образования «ГГТУ имени П.О. Сухого», 2002. 22 с.

7. А. А. Пучков. Основы алгоритмизации технологических расчетов. Учебное пособие по курсу «Технология машиностроения» для студентов специальности 12.01 — «Технология машиностроения», — Гомель. ГПИ. 1991. — 76 с.

8. Зябрев А. Н., Перельман Е. И., Шегал Н. Я. Пособие к решению задач по курсу «Взаимозаменяемость, стандартизация и технические измерения». — М.: Высшая школа, 1977.

9. Шейнблит А. Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для техникумов. — М.: Высш. шк., 1991. — 432 с.: ил.