Расчёт точностных параметров редуктора со сборным корпусом

МИНИСТЕРСТВО СЕЛЬСКОГО ХОЗЯЙСТВА И ПРОДОВОЛЬСТВИЯ РЕСПУБЛИКИ БЕЛАРУСЬ Учреждение образования Белорусский государственный аграрный технический университет Кафедра: Стандартизации и метрологии Курсовая работа по дисциплине «Стандартизация норм точности».

«Расчёт точностных параметров редуктора со сборным корпусом».

Выполнила: студента 3 курса группы 1 МС Жваника Станислава Руководитель: Капица М.С.

Минск 2012.

1.

Введение

.

2. Назначение и анализ норм точности геометрических параметров детали.

2.1 Краткое описание состава и работы изделия.

2.2 Выбор и расчёт геометрических размеров вала.

2.3 Выбор допусков формы и расположения поверхностей вала, шероховатости.

2.4 Выбор и обоснование норм точности для отдельных поверхностей и сопряжений на валу.

3. Выбор посадок типовых соединений.

3.1 Расчёт посадок гладких соединений.

3.1.1 Выбор средств измерений для гладких соединений.

3.2 Выбор посадок для шпоночных соединений.

3.3 Выбор посадок для шлицевых соединений.

3.4 Выбор посадок для подшипников качения.

3.5 Расчёт калибров.

32.6 Выбор посадок резьбовых соединений.

3.7 Выбор и назначение норм точности зубчатых колёс и передач Список использованных источников.

1.

Введение

.

1. Повышая качество машин, приборов и других изделий, их надежности, долговечности и эффективности возможно только путем тесной интеграции работ по стандартизации, взаимозаменяемости и метрологии, которые оказывают решающее влияние на повышение производительности, снижение себестоимости, формирование качества изделия на всех стадиях производства, начиная с проектирования, изготовления и заканчивая эксплуатацией, ремонтом и хранением изделия.

1. Приобретение технических знаний, навыков и опыта в области стандартизации и метрологии — обязательная составляющая часть профессиональной подготовки инженера-механика.

2. Важнейшее свойство совокупности изделий — взаимозаменяемость, в значительной мере определяет технико-экономический эффект, получаемый при эксплуатации современных технических устройств.

3. Такая роль взаимозаменяемости обусловлена тем, что она связывает в единое целое конструирование, технологию производства и контроль изделий в любой отрасли промышленности. В основе взаимозаменяемости лежит стандартизация, объектом которой в машиностроении является точность, взаимозаменяемость и технические измерения. Поэтому в курсовой работе подробно рассматриваются вопросы точности обработки, основные виды погрешности и причины их возникновения. Взаимозаменяемость деталей, узлов и агрегатов невозможно обеспечить без развития и применения прогрессивных методов контроля. Не должно быть допусков, проверка которых не обеспечена техническими измерениями, поэтому состояние измерительной техники характеризует уровень и культуру производства.

4. Основной задачей стандартизации является непрерывное повышение качества изделий, их способности удовлетворять возрастающие требования современного производства. Таким образом, стандартизация и унификация деталей и сборочных единиц способствует ускорению и удешевлению конструирования, изготовления, эксплуатации и ремонта машин.

5. Вот почему комплекс глубоких знаний и определенных навыков в области стандартизации норм точности, является необходимой составной частью профессиональной подготовки инженера-метролога.

2. Назначение и анализ норм точности геометрических параметров детали.

2.1 Краткое описание состава и работы изделия Краткое описание состава и работы изделия может выглядеть следующим образом.

В редукторе со сборным корпусом в подшипниках качения установлен вал. На валу установлено зубчатое колесо. Шпонка входит в пазы вала и зубчатого колеса и предназначена для передачи крутящего момента. Распорная втулка предотвращает осевое смещение зубчатого колеса. Размер прокладки между подшипником качения и крышкой является замыкающим звеном многозвенной размерной цепи (направление — вдоль оси вала). На консольно выступающем конце вала при помощи шлицевого соединения и гайки со стопорным кольцом закреплено зубчатое колесо.

Винты с кольцами предназначены для крепления на корпусе крышек. На эскизе не показан второй вал с сопрягаемым зубчатым колесом.

Данный участок редуктора предназначен для передачи крутящих моментов. Вал является тихоходным.

2.2 Выбор и расчет геометрических размеров вала Размеры детали во многом определяют ее функциональность. Поэтому первичными для обеспечении взаимозаменяемости являются размеры, то есть числовые значения линейной величины в выбранных единицах измерения (ГОСТ 25 346−89), точность изготовления которых должна обеспечить степень соответствия размеров реальной детали с проектной, заданной конструктором посредством чертежа и технических требований.

При выборе и назначении линейных размеров следует руководствоваться ГОСТ 6636–69 «Нормальные линейные размеры», отдавая предпочтение ряду Ra5, затем Ra10, Ra20 и Ra40.

Рисунок 2.2.1 — Эскиз фрагмента чертежа.

1-крышка, 2 — подшипник, 3- шпонка, 4 — зубчатое колесо, 5 — втулка, 6 — манжета, 7 — зубчатое колесо, 8 — вал.

Выбор и назначение номинальных линейных размеров начнем с размеров подшипника качения, который своей внутренней поверхностью сопрягается с валом, а наружной — с отверстием корпусной детали и, которые указаны в номере подшипника качения — подшипник 316 ГОСТ 8338–75.

Основные размеры подшипника определяем по ГОСТ 8338–75: внутреннее кольцо подшипника d_п = 6,3 мм (отверстие) определяет и диаметр сопрягаемого с ним вала d, наружное кольцо подшипника D_п = 170 мм (вал) определяет и диаметр сопрягаемого с ним отверстия D= 170 мм; ширина колец В=39мм.

Выберем и назначим все диаметральные размеры ступенчатого вала. При назначении диаметральных размеров исходим из неизменности формы вала, приведенного на рисунке 2.2.1.

Заплечики назначаем по ряду Ra40 — do = 95 мм. Получившийся заплечик достаточен для предотвращения взаимного осевого смещения зубчатого колеса и подшипника.

Выберем и назначим линейные размеры распорных втулок. Внутренний диаметр втулки равен 85 мм. Наружный диаметр втулки в месте касания ее с подшипником качения определяется по ГОСТ 20 226–82 «Подшипники качения. Заплечики для установки подшипников качения», в котором рекомендовано для подшипника 304 ГОСТ 8338–75 принять наружный диаметр втулки в пределах d_{a =} 91…99 мм. Назначаем наружный диаметр распорной втулки равным 95 мм (Ra40).

Рассчитываем коэффициент пересчета Для расчета геометрических размеров вала данного узла (рис. 2.2.1) используем коэффициент пересчета. Начнем с диаметральных размеров вала.

Посадочный диаметр для зубчатого колеса на валу с учетом коэффициента пересчета примем, округлив по рядуRa 40, равным 90 мм.

Заплечик вала со стороны шлицевого вала выберем 5 мм больше наружного диаметра прямобочного шлицевого вала: выбираем прямобочный шлицевый вал, также при помощи коэффициента пересчета, у которого наружный диаметр равен 60 мм. Таким образом, размер участка вала, являющимся заплечиком для второго зубчатого колеса будет равным5 мм.

В свою очередь наружный диаметр резьбы должен быть меньше внутреннего диаметра шлицевого вала более чем на 0,5 мм, чтобы обеспечить свободный выход инструмента при обработке шлицевого вала. Выбираем метрическую резьбу М 52, у которой наружный диаметр равен 50 мм, а, следовательно, заплечик равен 2 мм, что вполне достаточно для выхода инструмента и упора шайбы.

Расстояние между стенкой корпуса и зубчатым колесом должны выбираться из конструкции узла и условий сборки. При радиальной сборке вал собирается вне редуктора и уже собранным помещается в редуктор. В этом случае, если нет других ограничений, расстояние может быть 5 мм (Ra10).

Для расчета ширины участков вала коэффициент пересчета рассчитываем по ширине подшипника В:

Ширина заплечика подшипника и зубчатого колеса будет равной 13 мм. Таким же образом рассчитываются остальные участки вала: для зубчатого колеса будет равной 78 мм, для втулки — 42 мм, для участка плавного перехода на меньший диаметр — 9 мм, ширина участка с крышкой — 50 мм, для шлицевого соединения — 71 мм, для гайки и резиновой прокладки — 26 мм.

2.3 Выбор допусков формы и расположения вала, шероховатости При назначении допусков формы и расположения поверхностей можно пользоваться следующими рекомендациями.

При нормировании точности формы плоских и прямолинейных поверхностей деталей (назначение допусков плоскостности и/или прямолинейности) степени точности 5 и 6 используют для поверхностей направляющих и столов приборов и станков нормальной точности, базовых и установочных поверхностей технологических приспособлений повышенной точности, плоских рабочих поверхностей упорных подшипников.

При назначении норм точности формы цилиндрических поверхностей (назначение допусков цилиндричности, круглости, профиля продольного сечения) допуски формы степеней точности 5 и 6 степеней могут использоваться для назначения норм точности посадочных поверхностей подшипников 6, 0 и нормального классов точности и сопрягаемых с ними поверхностей. Их можно назначать на посадочные поверхности валов редукторов и поршневых пальцев двигателей внутреннего сгорания, золотников, гильз, цилиндров и других деталей гидравлической и пневматической аппаратуры средних и низких давлений (без уплотнения) и высоких давлений (с уплотнениями).

Назначенные допуски формы и расположения поверхностей указывают с использованием соответствующих условных обозначений.

Если отклонения формы и (или) расположения непосредственно ограничиваются допуском размера соответствующего элемента детали, они могут не нормироваться. В таком случае предельные значения допусков формы и расположения ограничиваются допусками размера (условное наименование «грубая относительная геометрическая точность»). Можно ужесточить допуски формы и расположения подобных элементов, ограничив их значения определенной долей допуска размера. Уровни относительной геометрической точности А, В и С определяются долей допусков формы и расположения от допуска размера — соответственно 60%, 40% и 25% (а для допусков цилиндричности, круглости, профиля продольного сечения — вдвое меньше, что соответствует 30%, 20% и 12%).

2.4 Выбор и обоснование норм точности для отдельных поверхностей и сопряжений на валу При выборе и назначении линейных размеров следует руководствоваться ГОСТ 6636–69 «Нормальные линейные размеры», отдавая предпочтение ряду Ra40. В Приложении 2.1 приведены числовые значения нормальных линейных размеров Исходными данными при выполнении курсовой работы являются:

Подшипник качения — условное обозначение подшипника качения — 315 ГОСТ 8338–75; интенсивность нагружения подшипника (Р/С) — 0,18; и соответствующий ей режим работы — тяжелый (Т) Зубчатое соединение: модуль (m);числа зубьев Z₁ и Z₂ (зубчатое колесо сопрягаемое с колесом 1) вид передачи (реверсивная или нереверсивная); назначение передачи (силовая, кинематическая).

Заданный узел является редуктором, предназначенным для изменения угловых скоростей и крутящих моментов, в котором используется прямозубая цилиндрическая передача Для передачи крутящего момента применяются призматические шпонки и шлицы.

Выбор и назначение номинальных линейных размеров начнем с размеров подшипника качения, который своей внутренней поверхностью сопрягается с валом, а наружной — с отверстием корпусной детали и, которые указаны в номере подшипника качения — подшипник 315 ГОСТ 8338–75.

Основные размеры подшипника определяем по ГОСТ 8338–75: внутреннее кольцо подшипника d_п = 50 мм (отверстие) определяет и диаметр сопрягаемого с ним вала d, наружное кольцо подшипника D_п = 110 мм (вал) определяет и диаметр сопрягаемого с ним отверстия D= 110 мм; ширина колец В=22мм.

Выберем и назначим все диаметральные размеры ступенчатого вала. При назначении диаметральных размеров исходим из неизменности формы вала.

Посадочный диаметр под зубчатое колесо назначаем по ряду Ra40 — do = 50 мм.

Получившийся заплечик равный 2,5 мм достаточен для распора втулкой зубчатого колеса и подшипников качения т. е. предотвращения их взаимного осевого смещения.

Заплечик вала со стороны шлицевого вала должен быть на 1,5−3 мм больше наружного диаметра прямобочного шлицевого вала: выбираем прямобочный шлицевый вал, у которого наружный диаметр равен 50 мм. Таким образом, величина заплечика равна 2,5 мм. (шлицевое соединение средней серии ГОСТ 1139–80 ZdD=107 282).

В свою очередь наружный диаметр резьбы должен быть меньше внутреннего диаметра шлицевого вала более чем на 0,5 мм, чтобы обеспечить свободный выход инструмента при обработке шлицевого вала. Выбираем метрическую резьбу М42, у которой наружный диаметр равен 42 мм, а, следовательно, заплечик равен 2 мм, что вполне достаточно для выхода инструмента и упора шайбы.

Выберем и назначим линейные размеры распорных втулок. Внутренний диаметр втулки равен диаметру внутреннего кольца подшипника качения, т. е. 50 мм. Наружный диаметр втулки в месте касания ее с подшипником качения определяется по ГОСТ 20 226–82 «Подшипники качения. Заплечики для установки подшипников качения», в котором рекомендовано для подшипника 315 ГОСТ 8338–75 принять наружный диаметр втулки в пределах d_{a =} 60…63, мм.

Расстояние между стенкой корпуса и зубчатым колесом, а, следовательно, и длина распорной втулки, должны выбираться из конструкции узла и условий сборки. При радиальной сборке вал собирается вне редуктора и уже собранным помещается в редуктор. В этом случае, если нет других ограничений, расстояние может быть быть и 5 мм. Но, если осуществляется осевая сборка, то расстояние между стенкой редуктора и зубчатым колесом должно быть увеличено, чтобы поместить пальцы руки, которые бы удерживали зубчатое колесо при сборке. Это примерно 20…30 мм на сторону. Если же зубчатое колесо небольших размеров, то его можно охватить сверху. В этом случае расстояние между зубчатым колесом и стенкой редуктора может быть равной 5 мм и более на одну сторону. Для нашего примера считаем, что сборка осевая, зубчатое колесо относительно тяжелое, для размещения пальцев при сборке необходимо расстояние между стенкой и зубчатым колесом не менее 20 мм назначаем размер втулки равный 25 мм (Ra10).

Длина меньшего уступа должна быть на 0,5…2 мм больше суммы длины втулки и ширины подшипника качения, т. е. 58 мм, чтобы обеспечить надежный распор между подшипником качения и зубчатым колесом. Назначаем ее равной 63 мм (Ra40).

Длина большего уступа складывается из длины втулки (25 мм), ширины подшипника качения (33 мм), зазора для компенсации температурных деформаций (1,0…1,5 мм), высоты подшипниковой крышки (23 мм, ГОСТ 11 641–73), толщины шайбы (2,5 мм — ГОСТ 11 371–78), высоты головки болта (12мм — ГОСТ 5915–70), расстояния между болтом и зубчатым колесом (5…8 мм). Назначаем длину большей ступени равной 100 мм (Ra40).

Длина уступа, на котором нарезана резьба, складывается из толщины шайбы, и высот двух гаек и некоторого запаса в 3…5 мм. Назначаем длину уступа с резьбой равной 25 мм (Ra10).

Ширину венца зубчатого колеса 2 назначим равной 60 мм (Ra40)., определив из условия: L = (1,0…1,2)d, где d — диаметр вала, сопрягаемый с зубчатым колесом 2. Для уверенного прижима зубчатого колеса 2 и шайбы делаем длину уступа, где нарезана резьба, на 1…2 мм меньше ширины венца зубчатого колеса 2. Назначаем длину уступа равным 58 мм (Ra40).

Ширину венца зубчатого колеса 3 назначим равной 71 мм (Ra20), определив из условия: L = (1,0…1,2)d, где d — диаметр вала, сопрягаемый с зубчатым колесом 3.

Ширину вала под зубчатым колесом 3 назначим, равной 68 мм (Ra40)., чтобы обеспечить надежный распор от осевых перемещений зубчатого колеса.

В месте установки уплотнения, на выходном конце вала, принимаем диаметр вала равным d= 55 мм. В качестве уплотнения, полагая скорость вала до 5 м/с, принимаем сальниковое войлочное кольцо из тонкошерстного войлока по ГОСТ 11 641–73. Торцевую крышку принимаем по ГОСТ 18 511–73.

точность вал допуск посадка шероховатость.

3. Выбор посадок типовых соединений Посадки с наименьшим гарантированным зазором («движения») используют для обеспечения точного вращения деталей с небольшой скоростью — это посадки типа Н/g или G/h. В опорах скольжения, работающих при средних скоростях применяют посадки с несколько большим гарантированным зазором, например, Н7/f7 или H8/f8.

При сравнительно невысоких требованиях к точности вращения в сопряжении; для разъемных неподвижных соединений низкой точности при наличии требования легкой сборки и разборки, а также для направляющих скольжения, обеспечивающих свободное перемещение деталей («ходовые» и «широкоходовые»), можно использовать посадки типа Н7/е8, Н8/е8, а также более грубые, такие как Е9/h8, Н8/d9, Н9/d9 и даже Н11/d11.

Все посадки с гарантированными натягами используют для передачи крутящих моментов или осевых сил, либо для неразъемных соединений деталей, которые должны препятствовать относительному перемещению соединяемых деталей под действием моментов или осевых сил.

В справочных материалах по выбору посадок с натягом обычно рекомендуемые посадки подразделяют на «легкопрессовые», «среднепрессовые», «тяжелые прессовые» и «усиленные прессовые». К посадкам с минимальным гарантированным натягом («легкопрессовым») относят посадки типа Н7/р6, Н7/r6, P7/h6 и ряд других. Их используют в соединениях, передающих без дополнительного крепления крутящий момент, который не превышает ¼ предельного крутящего момента (наибольшего момента, передаваемого соответствующим валом).

Посадки с умеренным гарантированным натягом («среднепрессовые») обеспечивают наименьшее значение относительного натяга (отношение натяга в сопряжении к номинальному диаметру сопряжения) до 0,5 мкм/мм. Такие посадки применяют в соединениях, передающих без дополнительного крепления крутящий момент до ½ предельного значения. К среднепрессовым посадкам относят Н7/s6, Н7/s7, S7/h6 и ряд других.

Посадки с большим гарантированным натягом («тяжелые прессовые») дают наименьший относительный гарантированный натяг до 1 мкм/мм и при достаточной площади сопрягаемых поверхностей образуют соединения, равнопрочные валу. К посадкам с большими гарантированными натягами относят сопряжения типа Н7/t6, Н7/u7, Т7/h6 и т. д.

Посадки с наибольшими гарантированными натягами («усиленные прессовые», обеспечивающие относительные натяги более 1 мкм/мм) дают равнопрочные валу соединения. Для таких посадок используют сочетания полей допусков типа Н8/x8 и Н8/z8.

Переходные посадки как правило применяют для центрирования сопрягаемых деталей. Иногда для этих целей применяют посадки с нулевым гарантированным зазором (типа Н/h), однако в таких сопряжениях максимальный зазор может оказаться слишком большим. Уменьшить максимальные зазоры можно за счет ужесточения допусков (вариант экономически невыгодный), или за счет сближения дальних отклонений при сохранении значений допусков. В этом случае поля допусков начинают перекрываться, появляется вероятность получения при сборке посадок с натягом. Вероятность появления натягов тем больше, чем выше по отношению к полю допуска отверстия расположено поле допуска вала. Одновременно растут предельные значения максимальных натягов, повышается точность центрирования деталей, но утяжеляются условия их сборки.

Переходные посадки можно распределить на три группы: посадки с преимущественными зазорами («плотные»), посадки с примерно равной вероятностью зазоров и натягов («напряженные»), а также посадки с преимущественными натягами («глухие»).

" Плотные" посадки обеспечивают довольно высокую точность центрирования на валах зубчатых колес, шкивов, полумуфт и т. д. Типы посадок с преимущественными зазорами: Н7/js6, Н8/js7, Js7/h6 и др. Как правило детали таких сопряжений собираются без применения слесарного инструмента.

" Напряженные" посадки образуются при использовании сочетаний полей допусков с большей степенью перекрытия, например Н7/k6, Н8/k7, К7/h6 и т. д. Они обеспечивают высокую точность центрирования деталей и могут использоваться в условиях вибрационных или динамических нагрузок. Для сборки и разборки таких соединений необходимо применение слесарного инструмента.

" Глухие" посадки практически всегда обеспечивают натяги в сопряжениях и для их сборки может использоваться пресс. Это посадки Н7/n6, N6/h5, N7/h6 и т. д. Область применения таких посадок — соединения, в которых не допускаются зазоры как возможные причины мертвых ходов, а также ударов и других нежелательных динамических явлений.

Условные названия посадок заимствованы из системы допусков и посадок ОСТ в которой были стандартизованы посадки и их наименования. В Единой системе допусков и посадок стандартизованы только поля допусков. Любые посадки образованные с применением стандартных полей допусков являются стандартными, но рекомендуемые посадки образуются только в системах основного отверстия или основного вала. Однако стандартных наименований эти посадки не имеют.

Для обеспечения качества шпоночного соединения, которое зависит от расположения (перекоса и смещения) пазов вала и втулки, назначают допуски симметричности и параллельности и указывают их в соответствии с ГОСТ 2.308−79.

Числовые значения допуска параллельности определяют из зависимости:.

допуск параллельности — из зависимости: = 0,6· Т_шп.

допуск симметричности — из зависимости: Т = 4,0 Т_шп,.

где Т_шп — допуск шпоночного паза (1Т9 по ГОСТ 25 346–89). Расчетные значения округляются до стандартных значений по ГОСТ 24 643–81.

Шероховатость поверхностей шпоночного паза:

боковых поверхностей — R_a 3,2.

дна паза — R_a 6,3.

На рабочих чертежах вала и втулки на шпоночных пазах проставляются:

поля допусков и предельные отклонения ширины паза;.

допуски параллельности и симметричности паза;.

глубина паза t₁, t₂ или заменяющие их размеры d-t₁, D+t₂;.

длина паза, если он не сквозной, l, его положение к;.

шероховатость поверхностей боковых сторон и дна паза..

— размер, определяющий глубину паза — для вала t₁ (предпочтительный вариант) или d-t₁, для втулки D+t₂;.

— размер, определяющий длину шпоночного паза L, которую принимают на 0,5…1,0 мм больше длины шпонки;.

На рабочем чертеже должны проставляться размеры, определяющие положение шпонки (рис. 6.9):.

— размер k, определяющий положение паза (допустимо указание размера k, как справочного)..

— диаметры вала и отверстия ступицы..

3.1 Расчет посадок гладких соединений.

Рассчитываем сопряжение 63 H8/t7..

Начинаем с расчета предельных размеров отверстия 63H8. По ГОСТ 25 346–89 «Основные нормы взаимозаменяемости. Единая система допусков и посадок. Общие положения и ряды допусков и основных отклонений» определяем значение допуска с диаметром 63 мм и 8 квалитетом, IT= 46мкм и нижнее отклонение.

EI = 0мкм;.

Верхнее отклонение будет равно ES= EI+0+46=46 мкм.

Предельные размеры отверстия.

Рассчитываем предельные размеры отверстия O63t7..

По ГОСТ 25 346 определяем значения допускадля 7 квалитета IT =25 мкм и нижнего отклонения ei = 66 мкм..

Нижнее отклонение будет равно es = ei + IT = 91мкм..

Предельные размеры вала:.

d_min = d₀ + ei = 63 + 0,066 = 63,066 мм;.

d_max = d₀ + es = 63 + 0.091= 63.091 мм..

Результаты расчётов оформим в виде таблицы 3.1.1..

Таблица 3.1.1 — Расчёт предельных размеров сопряжения.

Строим схему расположения полей допусков сопрягаемых деталей и рассчитываем предельные значения табличных натягов..

N_max = es — EI = 91мкм;.

N_min = ei — ES =20 мкм;.

N_cp = (N_max + N_min)/2 = 55.5 мкм..

Допуск посадки.

T_N = N_max + N_min =111 мкм..

= 55.5 — 3*3,7= 44.4 мкм.

55.5 +3*3,7= 66.6 мкм Принимаем нормальные законы распределения случайных размеров и рассчитываем предельные значения вероятных натягов:.

;.

Рисунок3.1.1 — Схема расположения полей допусков сопрягаемых деталей Выбираем вторую посадку O25H7/js7..

Рассчитываем предельные размеры вала O25H7..

По ГОСТ 25 346 определяем значения допуска IT= 21 мкм и основного (нижнего) отклонения.

EI= 0 мкм..

Верхнее отклонение будет равно.

ES = 21 мкм..

Предельные размеры отверстия:.

D_min = D₀ + EI = 25 мм;.

D_max = D₀ + ES =25.021 мм..

Рассчитываем предельные размеры вала O25js7..

По ГОСТ 25 346 определяем значения допуска IT = 21 мкм и основного (верхнего) отклонения ES= 8.5 мкм..

Нижнее отклонение будет равно EI = -8.5 мкм..

Предельные размеры вала:.

D_min = D₀ + EI = 25 + (-0,085) = 24,9915 мм;.

D_max = D₀ + ES = 25 + 0,085 = 25,0085 мм..

Результаты расчётов оформим в виде таблицы 3.1.2..

Таблица 3.1.2 — Расчёт предельных размеров деталей сопряжения.

Строим схему расположения полей допусков сопрягаемых деталей и рассчитываем предельные значения табличных зазоров (натягов)..

D_cp = (D_max + D_min)/2 = (25.021 + 25)/2 = 25.0105мм;.

d_cp = (d_max + d_min)/2 = (25,0085 + 24.9915)/2 = 25 мм;.

S_max = ES — ei = 21 — (- 8,5) = 29,5 мкм;.

N_max = esEI = 8,5 — 0= 8.5 мкм;.

;.

Рисунок 3.1.2 — Схема расположения полей допусков сопрягаемых деталей Допуск посадки T_{(S, N)} = IT_D + IT_d =42 мм..

Принимаем нормальный закон распределения размеров и рассчитываем предельные значения вероятных зазоров (натягов). В рассматриваемом сопряжении D_cp> d_cp, поэтому в данном сопряжении будет большая вероятность возникновения натягов..

Рассчитываем математическое ожидание и стандартное отклонение зазоров:.

MS = D_cp — d_cp =25.0105 — 25= 0,0105 мм;.

_..

Рассчитаем предельные значения вероятных зазоров и натягов:

N_max.вер. = 3_{(S, N)} -M_s= 3*2.646 — 10.5 = -2.562 мкм.

S_man.вер. = M_s+ 3_{(S, N)} = 10.5+3*2.646 = 18.438 мкм При применении переходных посадок в сопряжениях возможны зазоры или натяги. Поэтому рассчитываем вероятность их получения. Для определения площади, заключённой между кривой Гаусса, выбранными ординатами и осью абсцисс.

.

где .

В данном примере х = M_s = 10.5 мкм; _{(S, N)} =2.646мкм.

Тогда.

z = M_S/ _{(S, N)} = 10.5/2.646 = 3.97;

Ф (z=3.97) = 0,4967 = 9,1%.

Таким образом, с учетом симметрии распределения, вероятность получения натягов в сопряжении O160G7/l6составляет Р (N) = 100% - 59,1% = 40,9%.

Определим вероятность получениязазоров.

Р (S) = 50%. P'(S)=9,1%.

P (S)=50%.

P (N)=40,9%.

Рисунок 3.1.3 — Распределение вероятных натягов (зазоров).

3.1.1 Выбор средств измерений гладких соединений Таблица 3.1.1.1 — Средства измерений гладких соединений.

3.2 Выбор посадок для шпоночных соединений.

Шпоночные соединения служат для передачи крутящих моментов между валами и установленными на них зубчатыми колесами, шкивами, полумуфтами, рукоятками органов управления и т. п.

ГОСТ 23 360–78 устанавливает размеры пазов на валу и во втулке t₁ и t₂, сечения шпонки и размер, зависящий от длины шпонки.

Рисунок 3.2.1 — Сечение шпоночного соединения и его размеры ГОСТ 23 360–78 устанавливает следующие поля допусков на размеры призматических шпонок:

— на ширину шпонки b — h9;

— на высоту шпонки h — h9 при h=2…6 мм и h11 при высоте шпонки более 6 мм;

— на длину шпонки l — h14.

Под призматическую шпонку установлены следующие поля допусков:

— на ширину паза вала t₁ — Н9, N9, P9.

— на ширину паза втулки t₂ — D10, Js9, P9.

Для длины L шпоночного паза на валу установлено поле допуска Н15. Простановка предельных отклонений должна быть осуществлена в этом случае комбинированным способом.

По ширине шпонки с использованием вышеуказанных полей допусков стандарт предусматривает 3 вида соединений:

1. Свободное соединение — применяется при затрудненных условиях сборки и нереверсивных равномерных нагрузок, а также при легких условиях работы.

2. Нормальное соединение — для неподвижных соединений, не требующих частых разборок, сборок, не воспринимающих ударные реверсивные нагрузки при благоприятных условиях сборки.

3. Плотные соединения — характеризуются приблизительной вероятностью получения небольших натягов в соединении шпонки с валами (посадки переходные). Сборка осуществляется запрессовкой, применяется при действии реверсивных и знакопеременных нагрузок в тяжелых условиях работы (удары, вибрации и т. д.), т. е. под «плотные» и «глухие» посадки деталей.

Для вала6,3 мм определяем, по ГОСТ 23 360–78: bh=22 мм, t₁=1,2, t₂=1,0. Длина шпонки выбирается исходя из ширины зубчатого зацепления и рекомендуемого ряда длин l=25 мм. Условное обозначение: Шпонка 2×2×25 ГОСТ 23 360–78.

К заданному узлу предъявляются нормальные требования, связанные с вращением.

Посадка «паз вала — шпонка» при плотном соединении — 2P9/h9.

Определяем предельные отклонения и размеры:

паз вала b₁-2P9;

ширина шпонки b₂=2h9;

паз втулки b₃=2P9.

Начинаем с расчета предельных размеров отверстия 2P9. По ГОСТ 25 346–89 «Основные нормы взаимозаменяемости. Единая система допусков и посадок. Общие положения и ряды допусков и основных отклонений» определяем значение допуска с диаметром 2 мм и 9 квалитетом, IT=25 мкм и основное (верхнее) отклонение:

ES= -22 мкм Нижнее отклонение будет равно EI=ES — IT = -22−25= -47 мкм Предельные размеры отверстия.

D_min = D₀— EI = 2 -0,047= 1,953 мм;

D_max =D₀ + ES = 2 +(- 0,022) = 1,978 мм.

Рассчитываем предельные размеры вала O2 h9.

По ГОСТ 25 346 определяем значения допускадля 9 квалитета, равный IT = 25 мкм и основного (верхнего) отклонения es = 0 мкм.

Нижнее отклонение будет равно ei = es — IT = 0 — 25= -25 мкм.

Предельные размеры вала:

d_min = d₀— ei =2 — 0,025 = 1,975 мм;

d_max = d₀ + es = 2+0= 2 мм.

Результаты расчётов оформим в виде таблицы 3.2.1.

Таблица 3.2.1 — Расчёт предельных размеров сопряжения.

Строим схему расположения полей допусков сопрягаемых деталей и рассчитываем предельные значения табличных натягови зазоров.

S_max=D_max-d_min=1,978- 1,975 =0,003 мм;

N_max=d_max-D_min=2 — 1,953 =0,047 мм;

;

Рисунок 3.2.2 -Схема расположения полей допусков сопрягаемых деталей.

D_cp = (D_max + D_min)/2 = (1,978 + 1,953)/2 =1,9655 мм;

d_cp = (d_max + d_min)/2 = (2 + 1,975)/2 = 1,9875 мм;

Допуск посадки.

T_{(S, N)} = IT_D + IT_d = 0,025 +0,025 = 0,05 мм.

Принимаем нормальный закон распределения размеров и рассчитываем предельные значения вероятных зазоров (натягов). В рассматриваемом сопряжении D_cp= d_cp, поэтому в данном сопряжении вероятность образования натягов и зазоров одинакова и составляет 50% для каждого.

;

Рисунок 3.2.3 — Распределение вероятности образования натягов и зазоров Рассчитываем математическое ожидание и стандартное отклонение зазоров:

M_s = D_cp — d_cp=1,9655 — 1,9875 = -0,022 мм;

_..

Рассчитаем предельные значения вероятных зазоров и натягов:

N_max.вер. = 3_{(S, N)} -Ms = 3*16,9 — (-22) = 72,7мкм = 0.073 мм;

S_man.вер. = M_s+ 3_{(S, N)} = -22 +3*16,9 = 28,7мкм = 0.029мм.

глубина паза вала t₁=1,2^+0,1 мм (ГОСТ 23 360−78);

t_1max=1,3 мм; t_1min=1,2 мм.

высота шпонки h=2 по h=9 (IT9 = 0,025 мм).

h_max=1,8 мм; h_min= 1,775 мм;

глубина паза втулки t₂=1,0^+0,1 мм (ГОСТ 23 360−78);.

t_2max= 1,1 мм; t_2min= 1,0 мм.

Рассчитываем предельные размеры вала O2h9.

По ГОСТ 25 346 определяем значения допускадля 9 квалитета, равный IT = 25 мкм и основного (верхнего) отклонения es = 0 мкм.

Нижнее отклонение будет равно ei = es — IT = 0 — 25= -25мкм.

Предельные размеры вала:

d_min = d₀— ei =2+(- 0,025) = 1,975 мм;

d_max = d₀ + es = 2+0 = 2 мм.

Результаты расчётов оформим в виде таблицы.

Таблица 3.2.3 — Расчёт предельных размеров сопряжения.

Строим схему расположения полей допусков.

Тогда S_max= t_{1max +} t_2max — h_min= 1,2 + 1,1 — 2 = 0,2 мм;

S_min= t_{1min +} t_2min — h_max= 1,2 + 1,0 — 1,975 = 0,425 мм.

Соединение по длине шпонки l = 32 мм:

длина шпонки l₁ = 25h14 (IT14 = 0,520 мм),.

длина паза вала l₂ = 25H15 (IT15 = 1,000 мм).

Рассчитываем предельные размеры вала O25H15/h14.

По ГОСТ 25 346 определяем значения допускадля 15 квалитета, равный IT = 1000 мкм и основного (нижнего) отклонения.

EI = 0 мкм.

Нижнее отклонение будет равно ES = EI + IT = 0 + 1000= 1000мкм.

Предельные размеры вала:

D_min = D₀+EI =25+ 0 = 25.000 мм;

D_max = D₀ + ES = 25+ 1000= 26.000 мм.

Результаты расчётов оформим в виде таблицы.

Рассчитываем предельные размеры вала O25h14.

По ГОСТ 25 346 определяем значения допускадля 14 квалитета, равный IT = 520 мкм и основного (верхнего) отклонения es = 0 мкм.

Нижнее отклонение будет равно ьei = es — IT = 0 — 520= -520 мкм.

Предельные размеры вала:

d_min = d₀— ei =25- 0,520 = 24.480 мм;

d_max = d₀ + es = 25+0 = 25.000 мм.

Таблица 3.2.4 — Расчёт предельных размеров сопряжения.

Строим схему расположения полей допусков сопрягаемых деталей и рассчитываем предельные значения табличных натягови зазоров.

S_max= l_2max— l_1min= 25,000 — 25,000 = 0,000 мм;

S_min= l_2min — l_1max= 24,480 — 26,000 = 1,520 мм.

Рисунок 3.2.4 Схема расположения полей допусков по длине шпонки.

3.3 Выбор посадок для шлицевых соединений Для шлицевого соединения построить схемы расположения полей допусков; рассчитать предельные размеры сопрягаемых элементов и зазоры (натяги). Построить схемы расположения полей допусков. Вычертить эскизы шлицевого соединения и его деталей в поперечном сечении, указать их условное обозначение.

Шлицевое соединение:

Расшифровка — шлицевое соединение с числом зубьев — 6, внутренним диаметром d=26, наружным диаметром D=30, шириной зуба, b=6; с центрированием по наружным диаметрам (посадка по диаметрам центрирования и по размерам 6).

EI=0 `.

ES=EI+=0+21=21мкм.

es = 0 мкм;

ei = es ;

;

;

EI = 0мкм;

18мкм.

ES= EI+0+18=18мкм.

es = 0мкм;

ei = es.

3.4 Выбор посадок для подшипников качения Для подшипникового узла выбрать и обосновать посадку по наружному и внутреннему диаметрам. Построить схемы расположения полей допусков сопрягаемых деталей; рассчитать предельные размеры сопрягаемых деталей; зазоры (натяги). Обозначить посадки подшипников качения на чертеже, вычертить эскизы вала и корпуса с обозначением допусков размеров, формы, расположения, шероховатости посадочных опорных торцовых поверхностей.

3.4.1 Выбор посадок Класс точности — 06.

L6, l6.

Внутреннее кольцо: местное — L6/js6;

Наружное кольцо: циркуляционное — G7/l6.

Внутреннее кольцо:

d = 75 мм;

D = 160 мм;

75L6/js6.

160G7/l6.

Предельные размеры колец подшипников качения ГОСТ 520.

Предельные размеры цапфы вала (шейка) отверстие корпуса ГОСТ — 25 346.

3.5 Расчет калибров Для сопряжений построить схемы расположения полей допусков калибров и контр калибров. Рассчитать предельные и исполнительные размеры калибров.

Начинаем с расчета предельных размеров отверстия 63 H8. По ГОСТ 25 346–89 «Основные нормы взаимозаменяемости. Единая система допусков и посадок. Общие положения и ряды допусков и основных отклонений» определяем значение допуска с диаметром 63 мм и 8 квалитетом, IT=21мкм.

Пример расчёта калибров для контроля деталей гладких цилиндрических сопряжений В качестве примера для расчета калибров выбираем гладкое цилиндрическое сопряжение O63H8/t7.

Определяем предельные отклонения и размеры отверстия O63H8.

IT = 46 мкм.

ES= 46 мкм Нижнее отклонение будет равно.

EI= 0 мкм Предельные размеры отверстия.

D_min = D₀ + EI = 63+0=63 мм;

D_max =D₀ + ES = 63+0,046 = 63,046 мм.

Определяем предельные отклонения и размеры вала O63t7.

IT= 30 мкм,.

es = -140 +30 = -110мкм.

Нижнее отклонение будет равно.

ei = es — IT = -140мкм.

Предельные размеры вала:

d_min = d₀ + ei =63+(- 0,0140) = 62,86 мм;

d_max = d₀ + es = 63−0,110= 62,89 мм.

Строим схемы расположения полей допусков калибров для контроля отверстия и вала:

а) для отверстия O63H8 — схема, приведенная в ГОСТ 24 853 (чертеж 1);

б) для вала O63t7 — схема, приведенная в ГОСТ 24 853 (чертеж 3);

В соответствии с выбранной схемой расположения полей допусков калибров для контроля отверстия O63H8 определяем числовые значения параметров H, Z, Y (таблица 2 ГОСТ 24 853).

H = 5 мкм — допуск на изготовление калибров;

Z = 7 мкм — отклонение середины поля допуска на изготовление проходного калибра;

Y = 5 мкм — допустимый выход размера изношенного проходного калибра за границу поля допуска отверстия.

Строим схемы расположения полей допусков калибров для контроля отверстия O63H8 (рисунок — 3.5.1).

Рисунок 3.5.1 — Схема расположения полей допусков калибров для контроля отверстия O 63H7.

Рассчитываем предельные (таблица 1 ГОСТ 24 853) и исполнительные размеры калибров для контроля отверстия O63H8.

Шероховатость Ra= 0,08;

Отверстие.

В соответствии со схемой расположения полей допусков калибров для контроля вала O63t7 определяем числовые значения параметров H₁, Z₁, Y₁, Н_р (таблица 2 ГОСТ 24 853):

H₁ = 5 мкм — допуск на изготовление калибров;

Z₁ = 4 мкм — отклонение середины поля допуска на изготовление проходного калибра;

Y₁ = 3 мкм — допустимый выход размера изношенного проходного калибра за границу поля допуска вала;

Н_р = 2 мкм — допуск на изготовление контрольного калибра для скобы.

Строим схемы расположения полей допусков калибров для контроля O63t7 (рисунок 3.5.2).

Предельные и исполнительные размеры калибров-пробок Рисунок 3.5.2 — Схема расположения полей допусков калибров для контроля вала O63t7 и контрольных калибров.

Шероховатость Ra=0,08;

Вал.

3.6 Выбор посадок резьбовых соединений Дана резьбовая посадка с зазором М20×2−8G/7h6h.

Для болта: метрическая резьба с мелким шагом Р = 2 мм с внутренним диаметром 20 мм. Поле допуска среднего диаметра — D2. Поле допуска наружного диаметра — 6H.

Для гайки: Метрическая резьба с мелким шагом Р = 2 мм с наружным диаметром 20 мм. Поле допуска среднего диаметра — 7h. Поле допуска внутреннего диаметра — 6h.

Определяем номинальные значения диаметров внутренней резьбы (гайки) и наружной резьбы (болта) по ГОСТ 24 705:

d = D = 20,000 мм;

d₂ = D₂ = 18,701 мм;

d₁= D₁= 17,835 мм;

d₃= 17,546 мм;

P = 2 мм.

Предельные отклонения диаметров резьбовых деталей с внутренней резьбой (гайки) и наружной резьбой (болта) выбираем по ГОСТ 16 093– — 2004, и результаты представляем в таблице 3.6.1.

Таблица 3.6.1 — Предельные отклонения диаметров резьбовых поверхностей.

T_D2 = 425 мкм (табл. 6 ГОСТ 16 093–2004).

T_D1 = 600 мкм (табл. 4 ГОСТ 16 093–2004).

T_d1 = 450 мкм (табл. 3 ГОСТ 16 093–2004).

T_d2 = 400 мкм (табл. 5 ГОСТ 16 093–2004).

Определяем предельные размеры внутренней резьбы (гайки) и наружной резьбы (болта), и результаты представляем в таблице 3.6.2.

Таблица 3.6.2 — Предельные размеры резьбовых поверхностей (по диаметрам).

d_max= 19,72 + 0,063 = 41,937 мм.

d_2max = 39,077 — 0,063 =39,014 мм.

D_max = неогранич.

D_2max = 39,077 + 0,4 = 39,477 мм.

D_1max = 37,479 + 0,85 = 38,329 мм.

d_min = 42 — 0.363 = 41,637 мм.

d_2min = 39,077 — 0.363 = 38,714 мм.

d_1min= неогранич.

D_min = 42 + 0 = 42 мм.

D_2min= 39,077 + 0 = 39,077 мм.

D_1min = 37,479 + 0 = 37,479 мм Строим схему расположения полей допусков резьбового соединения М20×2 -8G/7h6h.(см. рис. 3.6.1).

Рассчитываем предельные значения зазоров в резьбовой посадке:

· по D (d):

S_min = D_min — d_max = 42,000 — 42,000 = 0,000 мм;

S_max — не нормируется;

· по D₂ (d₂):

S_2min = D_2min — d_2max = 39,077 — 39,014 = 0,063 мм;

S_2max = D_2max — d_2min = 39,477 — 38,714 = 0,763 мм;

· по D₁ (d₁):

S_1min = D_1min — d_1max = 37,479 — 37,416 = 0,063 мм;

S_1max — не нормируется.

3.7 Выбор и назначение норм точности зубчатых колес и передач Задано зубчатое колесо 9−7-7-B ГОСТ 1643–81.

1. При m? 1 — ГОСТ 13 755–81, при m<1 — ГОСТ 9587–81.

2. Возможна запись по одному из следующих вариантов:

Длина общей нормали W:

W=m*k;

k=7,744; m=3; z=26;

W=3? 7,744= 23,232.

3. Делительный диаметр вычисляется d = m? z.

d=m?z=3?26=78 мм;

4. Диаметр вершин вычисляется d_a = d + 2 m. Если в п. 2 задаются S_Cи ?h_Cили и, то d_aизготавливают по h6… h8; если в п. 2 задаются Wили М иD, то d_a— по h9… h12.

d_a=d+2m=78+2?3=84 мм.

5. Допуск радиального биения зубчатого колеса определяется по формуле Т_рад.б. = 0,6 ?F_r, где F_r(допуск радиального биения зубчатого венца) выбирается ГОСТ 1643–81 и округляется до стандартного значения по ГОСТ 24 643–81.

F_r=36.

T_рад.б=0,6?F_r=0,6?71=42,6 принимаемT_рад.б=40.

6. Допуск биения торцевых поверхностей зубчатого колеса определяется по формуле Т_торц.б. = 0,5 (d_a?В) /F_в, где В — ширина зубчатого венца, F_в(допуск на погрешность направления зуба) выбирается по табл. 11 ГОСТ 1643–81 и округляется до стандартного значения по ГОСТ 24 643–81.

Т_торц.б= 0,5 (d_a?В) /F_в=0,5?(20?0,11)/20=0,044 принимаем Т_торц.б=0,04.

F_в=9мкм=0,09 мм;

?=d₀?0,3=0,3?72=21,6.

7. Допуски круглости и профиля продольного сечения определяются исходя из уровней относительной геометрической точности, А или В и вычисляются соответственно по формулам Т_кр. (Т_{прод.сеч.}) = 0,3 TDили Т_кр. (Т_{прод.сеч.}) = 0,2 T. Полученное значение округляется до стандартного значения по ГОСТ 24 643–81.

T=6; d=42; TD=19;

Т_кр. (Т_{прод.сеч.}) = 0,3 TD=0,3?19=5,7 =6.

8. Размер посадочного отверстия указывается комбинированным способом (буквенное обозначение поля допуска и числовые значения предельных отклонений).

O37H7.

EI=0мкм; ES=25 мкм; T_D=25 мкм;

D_max=37+0,025=37,025 мм;

D_min=37+0=37 мм.

9. Параметр шероховатости посадочной поверхности отверстия задается по уровням относительной геометрической точности, А или В и вычисляются соответственно по формулам R_a? 0,05 TDили R_a? 0,025 TD. Полученное значение округляется до стандартного значения по ГОСТ 2789–73.

R_a ?0,05?30=1,5 = 1,25; принимаем R_a ?1,25.

10. Параметр шероховатости по делительному диаметру зубчатого колеса определяется по формуле R_a? 0,1 f_f, где f_f(допуск на погрешность профиля зуба) выбирается по табл. 8 ГОСТ 1643–81 и округляется до стандартного значения по ГОСТ 2789–73.

R_a? 0,1f_f, где f_f=11.

тогда R_a ?1,1.

11. Параметр шероховатости торцевых поверхностей зубчатого колеса (ступицы) определяется по формуле R_a? 0,1 Т_торц.б.и округляется до стандартного значения по ГОСТ 2789–73.

R_a? 0,1 Т_торц.б.=0,1?0,4=0,04= 0,032 принимаем R_a?1,25.

12. Допуски параллельности и симметричности шпоночного паза определяются по формулам Т_пар. = 0,6 Т_шп., Т_сим. = 4,0 Т_шп.И округляются до стандартных значений по ГОСТ 24 643–81.

T_D=Т_шп. =43 мкм;

Т_пар. = 0,6? Т_шп=0,6?43=25,8 принимаем Т_пар=25 мкм;

Т_сим. = 4,0? Т_шп=4?43=172 принимаем Т_сим.=160 мкм;

13. Параметр шероховатости сторон шпоночного паза зависит от размеров посадочного отверстия и его полей допусков: при D? 50 мм — R_а? 3,2; при D>50 мм — R_а? 6,3.

D > 50 мм — R_а? 6,3.

14. Размер ширины шпоночного паза зубчатого колеса указывается комбинированным способом (буквенное обозначение поля допуска и числовые значения предельных отклонений).

3P9;

T_D=25мкм;

EI=-31 мкм; ES=-6 мкм;

15. Размер d + t₂с указанием предельных отклонений.

D=66+t₂=66+0,0014=66,0014 мм.

16. Указываются технические требования: по твердости материала, общие допуски размеров (формы поверхностей) и другие данные.

Из примера 1. 31…34HRC.

2. Общие допуски ГОСТ 30 893,2-мк.

3. Неуказанные радиусы закругления.

17. Параметры шероховатости неуказанных поверхностей зубчатого колеса.

Если выбрали параметры для S_ch_c, то наружную поверхность шлифуют и R_а=6,3.

Список использованных источников

.

1. Допуски и посадки: справочник: в 2 ч. / Под ред. В. Д. Мягкова. — изд. 6-е, перераб. — Л.: Машиностроение. Ленингр. отд-ние, 1983.

2. Допуски и посадки. Справочник. В 2-х ч. (Под ред.В. Д. Мягкова — 6-е изд.Л. Машиностроение, 1983, ч.1.543 с.; ч.2.477 с.

3. Сашко К. В.; Романюк Н. Н. и др. Стандартизация, метрология, взаимозаменяемость: методическое пособие по выполнению курсовой работы. Минск 2006.

4.Цитович Б. В. и др. Нормирование точности и технические измерения. Методические указания к выполнению курсовой работы (контрольной работы). Часть 1. / Б. В. Цитович, П. С. Серенков, К. И. Дадьков, Л. В. Купреева, А. В. Кусяк, Г. В. Боровец; Под общ.ред. Б. В. Цитовича и П. С. Серенкова. — Мн.: БНТУ, 2006. — 182 с.

5. ГОСТ 25 346–89 «Основные нормы взаимозаменяемости. Единая система допусков и посадок. Общие положения, ряды допусков и основных отклонений» .

6. ГОСТ 8.010−99 «Государственная система обеспечения единства измерений. Методики выполнения измерений. Основные положення» .

7. ГОСТ 23 360–78 «Основные нормы взаимозаменяемости. Соединения шпоночные с призматическими шпонками. Размеры шпонок и сечений пазов. Допуски и посадки» .

8. ГОСТ 1139–80 «Основные нормы взаимозаменяемости. Соединения шлицевые прямобочные. Размеры и допуски» .

9. ГОСТ 3325–85 «Подшипники качения. Поля допусков и технические требования к посадочным поверхностям валов и корпусов. Посадки» .

10. ГОСТ 24 810–81 «Подшипники качения. Зазоры» .

11.ГОСТ23 360−78 «Допуски несопрягаемых размеров в соединениях с призматическими шпонками».

12.ГОСТ 1139−80 «Размеры прямобочных шлицевых соединений».

13. ГОСТ 3325–85 «Допуски и формы посадочных поверхностей, допуски параметров и угла конических шеек под подшипники качения».

14. ГОСТ 3325–85"Допуски Расположения посадочных поверхностей и заплечиков валов и корпусов под подшипники качения, допустимые углы взаимного перекоса колец подшипников".

15. ГОСТ 520–89 «Точность размеров, формы и взаимного расположения поверхностей.