Нормирование точности в машиностроении

Размещено на http://www.allbest.ru/

Министерство образования и науки Российской Федерации

Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение

высшего профессионального образования

«Алтайский государственный технический университет

имени И.И. Ползунова»

Учебное пособие

по дисциплине «Метрология, стандартизация и сертификация»

Нормирование точности в машиностроении

В.А. Вагнер

В.П. Звездаков

В.В. Собачкин

Барнаул - 2011

658.516(075)

Вагнер В.А. Нормирование точности в машиностроении. Учебное пособие по дисциплине «Метрология, стандартизация и сертификация»/ В.А. Вагнер, В.П. Звездаков, В.В. Собачкин. - Барнаул: Изд-во Алт.гос.техн. ун-т им. И.И.Ползунова.- 2011, 84 с.: ил.

В учебном пособии представлены сведения о нормировании точности в машиностроении при разработке деталей и узлов машин.

Целью работы является изучение теоретических вопросов по разделу «взаимозаменяемость» дисциплины «Метрология, стандартизация и сертификация», развитие навыков самостоятельной деятельности студентов по практическому закреплению рассмотренных в теоретической части курса задач, а также работы со справочной литературой и стандартами.

Учебное пособие предназначено для студентов высших учебных заведений всех специальностей, обучающихся по машиностроительным направлениям подготовки очной, очно-заочной и заочной форм обучения, изучающих курс «Метрология, стандартизация и сертификация».

Рецензенты:

Профессор кафедры «Метрология и взаимозаменяемость» МГТУ им. Н.Э.Баумана, д.т.н. Пронякин В.И.

Профессор кафедры «Детали машин» Уральского федерального университета, д.т.н. Чечулин Ю.Б.

ВВЕДЕНИЕ

В соответствии с образовательным стандартом для студентов технических специальностей машиностроительного направления, изучающих дисциплину «Метрология, стандартизация и сертификация» в разделе взаимозаменяемость, предусмотрена курсовая работа или расчетное задание.

Целью курсовой работы (расчетного задания) является закрепление знаний, полученных из теоретического курса и приобретение навыков их практического применения, поэтому в данной работе приводятся как сведения теоретического характера по основным разделам дисциплины, так и примеры решения типовых задач курса. В приложении к работе дается справочный материал, необходимый для решения задач.

Выполнение курсовой работы проводится по индивидуальным заданиям, выданным преподавателем [40].

Требования к содержанию и оформлению курсовой работы (расчетного задания) изложены в методических рекомендациях [41].

1. Определение номинальных размеров деталей сборочной единицы

Размеры деталей, составляющих сборочную единицу, зависят от задания и варианта на курсовую работу. Для определения их номинальных значений необходимо вычислить масштабный коэффициент. Рассчитывается он следующим образом. На чертеже задания на курсовую работу измеряется размер, соответствующий диаметру вала под подшипником качения (d3измеренный). Заданный по заданию размер (d3заданный) делят на этот измеренный размер и получают масштабный коэффициент м

. (1.1)

Измеряя все другие размеры деталей сборочной единицы и умножая их на этот масштабный коэффициент, определяют расчётные размеры.

Для сокращения числа типоразмеров заготовок и деталей, режущего и измерительного инструмента значения номинальных размеров, полученные расчетом, необходимо округлить до значений, указанных в ГОСТ 6636-69 «Нормальные линейные размеры» (таблица А.1). После этого округленные значения номинальных размеров следует занести в таблицу 1.1. Размеры, связанные с подшипником качения, при этом, следует принять по стандарту на это изделие, независимо от величины расчётного размера. Для этого следует расшифровать условное обозначение заданного подшипника качения, определив его серию, тип и конструктивные особенности, а затем по ГОСТ 520-2002 [19] или справочникам [2, 37, 38] выписать все параметры подшипника качения, необходимые для дальнейших расчетов (присоединительный диаметр наружного кольца, ширину колец, динамическую грузоподъемность подшипника).

Затем назначают размеры, связанные с подшипником качения. Такими размерами являются размер d1 (посадочный диаметр сквозной крышки подшипника), d2 (диаметр отверстия в корпусе для установки подшипника), d4 (внутренний диаметр дистанционной втулки), d5 (посадочный диаметр глухой крышки подшипника). Обозначения по [40].

Например, если по заданию известно, что d3 = 30 мм, тип подшипника 7300, то это значит, что типоразмер подшипника 7306 (d3/5=30/5 = 6), подшипник роликовый конический и наружный его диаметр D = 72 мм [2,37]. В соответствии с этим размеры d1 = d2 = d5 = 72 мм, и d4 = d3 = 30 мм.

При заполнении таблицы 1.1 следует обращать внимание на размеры нормированных и стандартных деталей, которые необходимо также принимать согласно соответствующим нормативным документам. К таким деталям относятся уплотнения подшипниковых узлов, шпонки, гайки круглые шлицевые, крышки подшипников сквозные и глухие, стаканы подшипников [22].

По полученным размерам вычерчивают в соответствующем масштабе сборочную единицу.

деталь сборочный допуск посадка

2. Общие сведения о размерах, допусках, посадках и предельных отклонениях

Размер - числовое значение линейной величины (диаметр, длина и т. п.) в выбранных единицах измерения. На чертежах все линейные размеры указываются в миллиметрах.

Действительный размер - размер элемента, установленный измерением с допускаемой погрешностью.

Предельные размеры - два предельно допустимых размера, между которыми должны находиться или которым может быть равен действительный размер годной детали. Больший из них называется наибольшим предельным размером, а меньший - наименьшим предельным размером. Обозначаются Dmax и Dmin для отверстия и dmax и dmin для вала.

Номинальный размер - размер, относительно которого определяются отклонения. Размер, который указан на чертеже является номинальным. Номинальный размер определяется конструктором в результате расчетов на прочность и жесткость или с учетом конструктивных и технологических особенностей. Для деталей, образующих посадочное соединение, номинальный размер является общим.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Верхнее отклонение ES, es - алгебраическая разность между наибольшим предельным и соответствующим номинальным размерами.

ES = Dmax - D - для отверстия, (2.1)

es = dmax - d - для вала. (2.2)

Нижнее отклонение EI, ei - алгебраическая разность между наименьшим предельным и соответствующим номинальным размерами.

EI = Dmin - D - для отверстия, (2.3)

ei = dmin - d - для вала. (2.4)

Действительное отклонение - алгебраическая разность между действительным и номинальным размерами.

Допуск Т - разность между наибольшим и наименьшим предельными размерами или алгебраическая разность между верхним и нижним отклонениями.

ТD = Dmax - Dmin = ES - EI - для отверстий (2.5)

Тd = dmax - dmin = es - ei - для вала. (2.6)

Допуск всегда положителен. Он определяет допускаемое поле рассеивания действительных размеров годных деталей в партии, то есть заданную точность изготовления.

Поле допуска - поле, ограниченное наибольшим и наименьшим предельными размерами и определяемое величиной допуска Т и его положением относительно номинального размера. При графическом изображении поле допуска заключено между двумя линиями, соответствующими верхнему и нижнему отклонениям относительно нулевой линии (рисунок 2.1).

Основное отклонение - одно из двух отклонений (верхнее или нижнее), определяющее положение поля допуска относительно нулевой линии. Основным является отклонение ближайшее к нулевой линии. Второе отклонение определяется через допуск.

Нулевая линия - линия, соответствующая номинальному размеру, от которой откладывают отклонения размеров при графическом изображении допусков и посадок.

Вал - термин, условно применяемый для обозначения наружных (охватываемых) элементов деталей, включая и нецилиндрические элементы.

Отверстие - термин, условно применяемый для обозначения внутренних (охватывающих) элементов деталей, включая и нецилиндрические элементы.

Допуск отверстия обозначается TD, а вала Td. Помимо охватывающих и охватываемых элементов, называемых отверстиями и валами, в деталях имеются элементы, которые нельзя отнести ни к отверстию, ни к валу (уступы, расстояния между осями отверстий и т. д.).

Посадка - характер соединения двух деталей, определяемый разностью их размеров до сборки. Посадка характеризует свободу относительного перемещения соединяемых деталей или степень сопротивления их взаимному смещению. По характеру соединения различают три группы посадок: посадки с зазором, посадки с натягом и переходные посадки.

Зазор S - разность размеров отверстия и вала, если размер отверстия больше размера вала. Зазор обеспечивает возможность относительного перемещения собранных деталей. Наибольший, наименьший и средний зазоры определяются по формулам:

Smax = Dmax - dmin = ES - ei; (2.7)

Smin = Dmin - dmax = EI - es (2.8)

Sm = (Smax + Smin)/2. (2.9)



Натяг N - разность размеров вала и отверстия до сборки, если размер вала больше размера отверстия. Натяг обеспечивает взаимную неподвижность деталей после их сборки. Наибольший, наименьший и средний натяги определяются по формулам:

Nmax = dmax - Dmin = es - EI; (2.10)

Nmin = dmin - Dmax = ei -ES; (2.11)

Nm = (Nmax + Nmin)/2. (2.12)

Посадка с зазором - посадка, при которой обеспечивается зазор в соединении (поле допуска вала расположено ниже поля допуска отверстия или касается его при Smin = 0) рисунок 2.2.

Посадка с натягом - посадка, при которой обеспечивается натяг в соединении (поле допуска вала располагается выше поля допуска отверстия или касается его при Nmin = 0) (см. рисунок 2.2).

Переходная посадка - посадка, при которой возможно получение как зазора так и натяга (поля допусков отверстия и вала перекрываются полностью или частично) (см. рисунок 2.2).

Допуск посадки - сумма допусков отверстия и вала, составляющих соединение:

Т(S,N) = ТD + Тd -. в общем виде, (2.13)

TN = Nmax - Nmin - для посадки с натягом (2.14)

TS = Smax - Smin - для посадки с зазором. (2.15)

В переходных посадках допуск посадки определяется, как сумма наибольших натяга и зазора:

Т(S,N) = Nmax + Smax. (2.16)

Пример. В сопряжении типа вал - отверстие известен номинальный размер сопряжения, предельные отклонения отверстия и вала. Определить предельные размеры отверстия и вала, допуск отверстия, допуск вала, допуск посадки, наибольший и наименьший зазоры, построить схему расположения полей допусков сопряжения с указанием отклонений.

Решение.

Предельные размеры отверстия (уравнения 2.1 - 2.2):

наибольший Dmax =D + ES = 45 + 0,039 = 45,039 мм;

наименьший Dmin = D + EI = 45 + 0 = 45,000 мм.

Предельные размеры вала (уравнения 2.3 - 2.4):

наибольший dmax = d + es = 45 + (-0,050) = 44,950 мм;

наименьший dmin = d + ei =45 + (-0,089) = 44,911 мм.

Допуск отверстия, допуск вала и допуск посадки (уравнения 2.5, 2.6, 2.13):

ТD = ES - EI = +0,039 - 0 = 0,039 мм = 39 мкм,

Тd = es - ei = - 0,050 - ( -0,089) = 0,039 мм = 39 мкм,

TS = ТD + Тd = 0,039 + 0,039 = 0,078 мм = 78 мкм.

Наибольший и наименьший зазоры (уравнения 2.7, 2.8):

Smax = ES - ei = +0,039 - (- 0,089) = 0,128 мм = 128 мкм,

Smin = EI - es = 0 - ( - 0,050) = 0,050 мм = 50 мкм.

Схема расположения полей допусков приведена на рисунке 2.3.

3. Допуски и посадки в «Единой системе допусков и посадок»

Системой допусков и посадок называется совокупность рядов допусков и посадок, построенных на основе опыта, теоретических и экспериментальных исследований и оформленных в виде стандартов.

Основополагающими для гладких цилиндрических соединений являются ГОСТ 25346 - 89 (ИСО 286/1 - 88) «Единая система допусков и посадок. Общие положения, ряды допусков и основных отклонений» (ЕСДП) [26] Согласно вышеупомянутым стандартам рекомендуются посадки в системе отверстия и системе вала.

Посадки в системе отверстия - это посадки, в которых требуемые зазоры и натяги получаются сочетанием различных полей допусков валов с полем допуска основного отверстия (рисунок 3.1,а).

Посадки в системе вала - это посадки, в которых требуемые зазоры и натяги получаются сочетанием различных полей допусков отверстий с полем допуска основного вала (рисунок 3.1,б).

Основной вал - вал, верхнее отклонение которого равно нулю, а поле допуска расположено от нулевой линии вниз, нижнее отклонение равно величине допуска со знаком минус.

Основное отверстие - отверстие, нижнее отклонение которого равно нулю, а поле допуска расположено от нулевой линии вверх, верхнее отклонение равно допуску.

Основные принципы построения ЕСДП

1) Посадки в машиностроении могут быть в системе отверстия и системе вала.

2) Система ЕСДП односторонняя предельная. Поля допусков основного отверстия и основного вала располагаются от нулевой линии в материал детали.

3) Единица допуска i, мкм. Отражает влияние конструктивных, технологических и метрологических факторов на величину допуска. Для размеров от 1 до 500 мм рассчитывается по формуле:

(мкм) (3.1)

где - среднее геометрическое крайних значений каждого интервала размеров в мм.

4) Интервалы номинальных размеров. Для сокращения объема таблиц допусков весь диапазон размеров до 500 мм разбит на 13 интервалов. Составлены они таким образом, чтобы разница допусков, рассчитанных по среднегеометрическому размеру, и допусков, рассчитанных по крайним значениям интервала, не превышала (5…8) %. При этом назначают единый допуск для всех размеров, входящих в интервал (при единой точности).

В ЕСДП установлены следующие интервалы (в мм): (таблица 3.1)

5) Квалитеты (качество). Точность изготовления детали в ЕСДП характеризуется квалитетом.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Квалитет - это совокупность допусков, соответствующих одинаковой степени точности для всех номинальных размеров.

Допуск в ЕСДП определяется по зависимости:

Т = ki, (3.2)

где i - единица допуска, мкм; a - число единиц допуска (таблица 3.2).

Для размеров до 500 мм в ЕСДП установлено 20 квалитетов (уровней точности). Обозначаются они 01, 0, 1, 2 …18.

Размещено на http://www.allbest.ru/

6) Основные отклонения. Положение поля допуска относительно нулевой линии характеризуется основным отклонением. Основное отклонение это одно из двух отклонений либо верхнее, либо нижнее, ближайшее к нулевой линии. Установлено 27 основных отклонений валов и для отверстий, которые обозначают буквами латинского алфавита (рисунок 3.2), прописными для отверстий, строчными для валов. Для валов js и отверстий JS нет основного отклонения. Оба отклонения одинаковы по модулю, но разные по знаку ± IT/2. Поле допуска в этом случае расположено симметрично относительно нулевой линии.

Основные отклонения от А, а до Н, h используют для посадок с зазором; от J, j до N, n -для переходных посадок и от Р, р до ZC, zc - для посадок с натягом.

7) Нормальная температура. Допуски и отклонения размеров деталей в ЕСДП установлены для температуры + 20 0С.

Отступления от этой температуры не должны превышать значений, установленных в ГОСТ 8.050 - 73.

Пример. Для посадки Ш50 Н8/d9 определить: в какой системе (отверстия или вала) она задана, допуски отверстия, вала и посадки, предельные отклонения отверстия и вала, предельные отклонения сопрягаемых деталей, величины зазоров. Построить схему расположения полей допусков.

Решение.

В соответствии с принципами построения ЕСДП основное отверстие обозначается Н, а основной вал h (см. рисунок 3.2), поэтому посадка задана в системе отверстия, причем допуск отверстия по восьмому квалитету, а вала по девятому.

Величина допуска отверстия TD = 39 мкм для номинального размера 50 мм и 8 квалитета, (таблица А.2). Допуск берется в интервале размеров свыше 30 до 50 включительно.

Величина допуска вала Td = 62 мкм для этого же номинального размера и 9 квалитета (таблица А.2).

Допуск посадки (уравнение 2.13):

Т(S,N) = ТD + Тd = 39 + 62 = 101 мкм.

Т.к. отверстие основное, то нижнее его отклонение равно нулю, т.е. EI = 0.

Зная нижнее отклонение и допуск, определяем верхнее отклонение отверстия (уравнение 2.5):

ES = EI + TD;

ES = 0 + 39 = + 39 мкм.

Предельные размеры отверстия (уравнения 2.1, 2.3) определяют в одной размерности: в мм; 1 мкм = 0,001 мм.

наибольший Dmax =D + ES = 50 + 0,039 = 50,039 мм.

наименьший Dmin = D + EI = 50 + 0 = 50,000 мм.

Основное отклонение вала с полем допуска d9 - верхнее, для номинального размера 50 мм es = - 80 мкм (таблица А.3).

Зная верхнее отклонение и допуск, определяем нижнее отклонение вала (уравнение 2.6):

ei = es - Td

ei = - 80 - 62 = -142 мкм.

Предельные размеры вала (уравнения 2.2, 2.4):

наибольший dmax = d + es = 50 + (-0,080) = 49,920 мм

наименьший dmin = d + ei =50 + (- 0,142) = 49,858 мм.

Величина зазоров (уравнение 2.7, 2.8):

наибольший Smax = Dmax - dmin = 50,039 - 49,858 = 0,181 мм

наименьший Smin = Dmin - dmax = 50,000 -- 49,920 = 0,080 мм

Схема полей допусков представлена на рисунке 3.3.

4. Выбор посадок при проектировании конструкций

Выбор посадок при проектировании определяется эксплуатационно-конструкторскими требованиями, предъявляемыми к деталям, сборочным единицам и машине в целом.

При назначении посадок стараются находить решение, отвечающее эксплуатационным требованиям при минимальных затратах на изготовление. Для наиболее ответственных соединений назначение посадок осуществляется на основании предварительных расчетов (расчетный метод). Наряду с этим применяются методы аналогий и подобия. Метод аналогий заключается в том, что посадки выбираются по аналогии с уже применяемыми в надежно работающих механизмах. Недостатком этого метода является сложность оценки и сопоставления условий работы проектируемого изделия и аналога. При использовании метода подобия посадки назначаются на основании рекомендаций стандартов, отраслевых технических документов и технической литературы.

При назначении посадки следует стремиться использовать в первую очередь посадки, рекомендуемые стандартами для предпочтительного применения или использовать предпочтительные поля допусков для образования комбинированной посадки (таблицы А.5, А.6).

При назначении посадки в точных квалитетах обычно допуск отверстия принимают на квалитет грубее, нежели вал, поскольку точное отверстие изготовить сложнее, чем вал.

4.1 Посадки с зазором

Посадки с зазором широко применяются, как в точных, так и в грубых квалитетах, для подвижных и неподвижных соединений. Ниже приведены области применения предпочтительных посадок с зазором.

· Посадки с минимальным зазором равным нулю в точных соединениях используются как центрирующие посадки. Применяются в неподвижных соединениях с дополнительным креплением при частой сборке и разборке, а в подвижных соединениях - при медленных перемещениях и поворотах деталей.

Посадка H7/h6 применяется в неподвижных соединениях при высоких требованиях к точности центрирования часто разбираемых деталей: сменные зубчатые колеса, центрирующие корпуса под подшипники качения, фрезы на оправках и т. д. Для подвижных соединений применяется, например, для посадки шпинделя в корпусе сверлильного станка.

Посадки H8/h7, H8/h8 применяются при сниженных требованиях к точности центрирования, при большой длине соединения, например, при посадке измерительных головок в стойки и штативы.

Посадка H11/h11 предназначена для неподвижных и подвижных соединений малой точности. Например, для посадки муфт, звездочек, шкивов на валах, для неответственных шарниров и т. п.

· Посадки с небольшим гарантированным зазором применяются для точных соединений (квалитеты с четвертого по седьмой), в которых необходимо обеспечить плавность перемещений обычно при возвратно-поступательном движении.

Посадки H6/g5, H7/g6 применяются в плунжерных и золотниковых парах, в шпинделях точных станков и делительных головок, в сменных кондукторных втулках.

· Посадки с умеренным гарантированным зазором применяются для обеспечения свободного вращения в подшипниках скольжения общего назначения при легких и средних режимах работы со скоростями не более 150 с-1 и в опорах поступательного перемещения.

Посадки H7/f7, H8/f8 широко применяются в точных подвижных соединениях, в подшипниках скольжения, в тормозном цилиндре автомобиля, в сопряжениях поршня с цилиндром компрессоров, в электромашинах, гидравлических прессах и т. д.

· Посадки со значительным гарантированным зазором применяются для обеспечения свободного вращательного движения при скоростях более 150 с-1, а также для компенсации погрешностей монтажа и деформаций, возникающих во время работы.

Посадки H7/e8 и H8/e8 применяются при повышенных частотах вращения, значительных нагрузках, большой длине соединения (для подшипников жидкостного трения турбогенераторов, двигателей внутреннего сгорания, больших электромашин и коренных шеек коленчатых валов).

· Посадки с большим гарантированным зазором, обеспечивающим свободное перемещение и сборку деталей, и компенсацию значительных отклонений формы и взаимного расположения сопрягаемых поверхностей и их температурных деформаций.

Посадки H8/d9 и H9/d9 применяются для сопряжения трансмиссионных валов с подшипниками, для шкивов на валах и в шарнирах.

Посадка H11/d11 в основном применяется для крышек подшипников, дистанционных втулок на валах, для грубых шарниров, шестерен и муфт, свободно сидящих на осях и валах, для шарнирных соединений тяг и роликов на осях.

4.2 Переходные посадки

Переходные посадки, это такие посадки, в которых возможен как зазор, так и натяг. Они применяются для неподвижных, но разъемных соединений с дополнительным креплением, а также для центрирования. Используются только в точных квалитетах с 4-го по 8-й. Переходные посадки обычно не рассчитываются, а назначаются по рекомендациям, возможен проверочный расчет наибольшего натяга или зазора.

Посадка H7/js6 применяется в тех случаях, когда соединение должно часто разбираться, а также, если затруднена сборка (стаканы подшипников в корпусе, сменные зубчатые колеса шлифовальных и шевинговальных станков, небольшие шкивы и сменные муфты на концах валов). Вероятность натяга у них составляет (0,5 ... .. 5) %. Обеспечивают легкую собираемость.

Посадка H7/k6 широко применяется для сопряжения зубчатых колес, шкивов, маховиков, стаканов и т. д. Вероятность натяга у них составляет (24 ... 68)%. Обеспечивают хорошее центрирование при равной вероятности зазоров и натягов. Сборка и разборка производится без значительных усилий.

Посадка H7/m6 применяется для сопряжения зубчатых колес, шкивов, маховиков, муфт с валами, для установки тонкостенных втулок в корпуса и т.п. Вероятность получения натяга у них составляет (60 ... 99,98)%. Обладают высокой степенью центрирования. Сборка и разборка осуществляется при значительных усилиях.

Посадка H7/n6 применяется для сопряжения тяжело нагруженных зубчатых колес, муфт, кривошипов с валами, постоянных кондукторных втулок и установочных пальцев в станочных приспособлениях, штифтов и т.п. Вероятность получения натяга у них (88 ... 100)%. Обладают высокой степенью центрирования. Сборка и разборка осуществляется при значительных усилиях, как правило, с применением прессов. Применяются в тех случаях, когда разборка соединений производится редко или необходимо обеспечить хорошее центрирование при передаче значительных колебательных усилий, а также при ударах и вибрации.

4.3 Посадки с натягом

Посадки с натягом применяются только в неподвижных соединениях для передачи внешних сил или крутящих моментов, а также для центрирования. Неподвижность сопрягаемых деталей под действием нагрузок обеспечивается силами трения, возникающими при упругой деформации деталей соединения, создаваемой натягом. Минимальный допустимый натяг рассчитывается исходя из того, чтобы действующие на сопряжения силы и моменты не привели бы к смещению деталей относительно друг друга, то есть из условия работоспособности соединения. Максимальный натяг рассчитывается из условия прочности деталей, входящих в соединение.

Посадка H7/p6 - применяется для сопряжений легко нагруженных зубчатых колес, втулок, установочных колец с валами, для установки тонкостенных втулок и колец в корпуса. Обеспечивают небольшой гарантированный натяг. Обладают высокой степенью центрирования. Применяются при небольших нагрузках, в том числе для соединения тонкостенных деталей, обычно с дополнительным креплением.

Посадки H7/r6 и H7/s6 применяются для установки втулок подшипников скольжения в корпусах, зубчатых и червячных колес на валы в условиях тяжелых ударных нагрузок, постоянных кондукторных втулок, фиксаторов, упоров и т. п. Имеют средний гарантированный натяг. Предназначены для передачи средних нагрузок. Используются как с дополнительным креплением, так и без него. В сопряжении возникают упругие деформации.

Посадки H7/u7, H8/u8 наиболее распространены из этой группы посадок. Применяются для монтажа вагонных колес на осях, бронзовых венцов червячных колес на стальных ступицах, пальцев эксцентриков и т.п. Имеют большой гарантированный натяг. Предназначены для соединений, на которые действуют большие, в том числе и динамические, нагрузки. Применяются без дополнительного крепления сопрягаемых деталей. В сопряжении возникают упругопластические деформации. При использовании таких посадок требуется проверочный расчет на прочность.

4.4 Рекомендации по выбору посадок гладких соединений

Ш В первую очередь следует выбирать посадки для наиболее ответственных и точных сопряжений, определяющих качество работы узла.

Например, для вала редуктора вначале выбираются посадки подшипников качения, затем посадка зубчатого колеса на вал и посадка стакана в корпусе (при наличии), а уже затем посадка, связанная с установкой уплотнения, посадка дистанционного кольца и крышки подшипника.

Ш При назначении посадок необходимо применять соответствующие стандарты и нормативно-технические документы, устанавливающие виды посадок, предельные отклонения и порядок их выбора.

Например, выбор посадок подшипников качения, посадок типовых соединений (шпоночных, шлицевых, резьбовых и т.д.), назначение предельных отклонений для деталей уплотнительных элементов, сопрягаемых со стандартной манжетой и т.п.

Ш Перед выбором посадки необходимо определить:

* характер сопряжения (подвижное или неподвижное),

* основные конструктивные требования, предъявляемые к сопряжению (скорость относительного перемещения деталей, компенсация погрешностей монтажа, необходимость центрирования сопрягаемых деталей или величина и характер нагрузок, передаваемых сопряжением).

Ш После выбора вида посадки необходимо решить вопрос о точности выполнения сопряжения. При этом не следует забывать, что излишне высокая точность выполнения деталей ведет к значительным и неоправданным затратам при их изготовлении.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Выбор квалитета зависит:

* от точностных требований непосредственно к сопряжению;

* от типа выбранной посадки;

* от точности, обусловленной эксплуатационным назначением механизма или машины в целом, особенно это относится к ответственным сопряжениям.

В общих чертах можно указать на следующее применение квалитетов.

Квалитеты 4-й и 5-й применяются сравнительно редко, в особо точных соединениях, требующих высокой однородности зазора или натяга (приборные подшипники в корпусах и на валах, высокоточные зубчатые колеса на валах, в измерительных приборах).

Квалитеты 6-й и 7-й применяются для ответственных соединений в механизмах, где к посадкам предъявляются высокие требования в отношении определенности зазоров и натягов для обеспечения точности перемещений, плавного хода, герметичности соединения, механической прочности сопрягаемых деталей, а также для обеспечения точной сборки деталей (подшипники качения нормальной точности в корпусах и на валах, зубчатые колеса высокой и средней точности на валах, подшипники скольжения и т.п.).

Квалитеты 8-й и 9-й применяются для посадок при относительно меньших требованиях к однородности зазоров или натягов и для посадок, обеспечивающих среднюю точность сборки (посадки с зазором для компенсации погрешностей формы и расположения сопрягаемых поверхностей, опоры скольжения средней точности, посадки с большими натягами).

Квалитет 10-й применяется в посадках с зазором и в тех же случаях, что и 9-й, если условия эксплуатации допускают некоторое увеличение колебания зазоров в соединениях

Квалитеты 11-й и 12-й применяются в соединениях, где необходимы большие зазоры и допустимы их значительные колебания (грубая сборка). Эти квалитеты распространены в неответственных соединениях машин (крышки, фланцы, дистанционные кольца и т.п.).

В таблице 4.1 приведены рекомендуемые посадки гладких соединений редуктора [22,43].

5. Расчет и выбор посадки с гарантированным натягом

Соединение деталей с гарантированным натягом применяют с целью получения неподвижного неразъемного соединения без дополнительного крепления деталей. Передача вращающего момента или сдвигающей силы с одной детали на другую осуществляется за счет сил трения, возникающих на контактирующих поверхностях вследствие упругой деформации, создаваемой натягом.

Предельные значения натягов такой посадки должны удовлетворять двум основным условиям:

· при минимальном возможном натяге должна передаваться внешняя нагрузка (вращающий момент, сдвигающая сила или их совокупность), т.е. отсутствовать проворот (или сдвиг) деталей;

· при максимальном возможном натяге должна обеспечиваться прочность соединения.

Сборка соединения с гарантированным натягом может осуществляться несколькими способами:

· сборка под прессом, т.е. механическая запрессовка под действием значительной осевой силы пресса при нормальной температуре;

· сборка с нагревом охватывающей детали до температуры, не вызывающей изменений структуры металла;

· сборка с охлаждением охватываемой детали.

Механическая запрессовка - наиболее известный и простой способ сборки соединения с гарантированным натягом.

Сборка за счет термической деформации дает более высокое качество соединения за счет меньшего повреждения сопрягаемых поверхностей деталей и применяется как при больших, так и при малых натягах.

Посадки с гарантированным натягом позволяют упростить конструкцию и сборку деталей и обеспечивают высокую степень их центрирования. Прочность соединения с гарантированным натягом зависит от материала и размеров деталей, шероховатости сопрягаемых поверхностей, способа сборки, формы и размеров центрирующих фасок, смазки и скорости запрессовки, условий нагрева или охлаждения и других факторов.

Задача расчета посадки с натягом сводится к определению минимальной и максимальной величины натяга и подбора рекомендуемой посадки.

Величину минимального натяга Nmin, за счет которого возможна передача внешней нагрузки, рассчитывают исходя из условия обеспечения неподвижности соединения за счет сил трения, действующих в сопряжении

,мкм (5.1)

где: pmin - минимальное допустимое давление на поверхности контакта, Па; d - номинальный диаметр сопряжения, м; Е1, Е2 - модуль упругости материала втулки и вала (таблица 5.1), Па; С1 и С2 - коэффициенты Ляме (для втулки и вала соответственно), определяемые по формулам:

(5.2)

где 1 и 2 коэффициенты Пуассона для материалов втулки и вала (таблица 5.1); d2 - наружный диаметр втулки, м; d1 - внутренний диаметр вала (в случае полого вала), м; d - номинальный диаметр сопряжения, м (рисунок 5.1).

Размещено на http://www.allbest.ru/

* - предел текучести (ут) не существует

Минимальное допустимое давление на поверхности контакта, в случае если на сопряжение действует только осевая сила:

, (5.3)

где Fa - максимальная осевая сила, Н; d - номинальный диаметр посадки, м; L - длина сопряжения, м; f - коэффициент трения (при осуществлении посадки путем запрессовки f = 0,085, при тепловой сборке f = 0,14).

Минимальное допустимое давление на поверхности контакта, в случае если на сопряжение действует только вращающий момент:

, (5.4)

где Т - максимальный вращающий момент, действующий на соединение.

Если на соединение одновременно действуют и осевая сила и вращающий момент:

(5.5)

При сборке соединения с натягом для материалов с различными механическими свойствами возможен различный срез и смятие микронеровностей на поверхности сопряжения. В этом случае рассчитывается поправка, учитывающая повреждение поверхности соединения [44]:

UR = 2(k1 ? Rz1 + k2 ? Rz2) (5.6)

где: Rz1, Rz2 - высота микронеровностей профиля по десяти точкам поверхности втулки и вала (таблица 5.2); k1 и k2 - коэффициенты, учитывающие величину смятия микронеровностей втулки и вала (таблица 5.3).

Для материалов с одинаковыми механическими свойствами [44]:

UR = 2 k (Rz1 + Rz2) (5.7)

Рисунок 5.1 - Расчетная схема посадки с натягом

Таблица 5.2- Величины шероховатости поверхностей втулки и вала [35]*

Вид обработки (со снятием стружки)	Rа	RZ
	мкм
Чистовое точение, чистовое растачивание, чистовое шлифование	1,25 … 2,5 0,63 … 1,25 0,32 … 0,63	6,3 … 10 3,2 … 6,3 1,6 … 3,2

*Примечание. Для проектных расчетов величину шероховатости принимают:

для отверстия Rz1 ? 6,3 … 10 мкм;

для вала Rz2 ? 3,2 … 6,3 мкм.

Таблица 5.3 - Значения коэффициентов k, k1 и k2 [29,44]

Метод запрессовки	k	k1	k2
	Материалы сопрягаемых деталей
	сталь и чугун	сталь и чугун	бронза и сталь
Механическая без смазки	0,5	0,15	0,7
Механическая со смазкой	0,25	0,15	0,7
Нагрев охватывающей детали	0,4	0,35	0,85
Охлаждение охватываемой детали	0,6	0,35	0,85

Наименьший расчетный натяг, за счет которого возможна передача внешней нагрузки:

, мкм. (5.8)

При осевом сдвигающем усилии Fа

, мкм; (5.9)

при вращающем моменте Т

, мкм; (5.10)

при совместном действии Т и Fа

, мкм; (5.11)

где К - коэффициент запаса сцепления (обычно принимают К = 1,5...2); Fa - осевое усилие, Н; Т - вращающий момент, Н•м; L - длина сопряжения, м; d - диаметр соединения, м; Е1 и Е2 - модули упругости материалов, Па; f - коэффициент трения (таблица 5.4). Ориентировочно принимают f = 0,085 при механической запрессовке и f = 0,14 при тепловом способе сборки.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Натяг с учетом поправки на срез и смятие микронеровностей называют функциональным.

Наименьший функциональный натяг

Nmin. ф. = Nmin. расч. + UR. (5.12)

Наибольший допустимый натяг Nmax рассчитывается из условия прочности элементов соединения:

, (5.13)

где рдоп - допустимое давление на поверхности контакта, Па.

В качестве рдоп принимается меньшее из допустимых значений контактных давлений рдоп , которое рассчитывается по следующим формулам:

для втулки

(5.14)

для вала

(5.15)

где т1 и т2 - пределы текучести материалов втулки и вала, Па (таблица 5.1).

Для хрупких материалов, не имеющих предела текучести (ут), принимают значение временного сопротивления при растяжении (ув). Так для серого чугуна СЧ 20 => ув = 200 МПа.

Наибольший функциональный натяг в соединении

Nmax. ф. = Nmax. доп. + UR. (5.16)

Для выбора посадки необходимо определить величину квалитета.

Допуск посадки с натягом определяется по зависимости:

TN = Nmax. ф - Nmin. ф. = TD+Td. (5.17)

Полагая в первом приближении, что допуски отверстия и вала будут равными, принимают:

. (5.18)

По полученному значению допуска определяется квалитет по ГОСТ 25346-89 (таблица А.2).

При выборе посадки исходят из условия необходимости обеспечения запаса прочности соединения и запаса прочности деталей:

; (5.19)

Здесь ,- наибольший и наименьший стандартные натяги в выбранной посадке (ГОСТ 25346-89).

Выбор стандартной посадки с натягом предпочтительно выполнять в системе отверстия ЕСДП желательно из числа рекомендуемых или предпочтительных (таблица А.6).

Усилие, необходимое для запрессовки при механическом способе сборки

F = р • d • L• pmах • f, Н, (5.20)

где d - диаметр сопряжения, м; L - длина сопряжения, м; pmах - давление при максимальном натяге в посадке; f - коэффициент трения (таблица 5.4).

Необходимая температура нагрева втулки в случае теплового способа сборки

, (5.21)

где Nmax - максимальный натяг в стандартной посадке, мм; Sсборки - минимально необходимый зазор для обеспечения сборки соединения. (На основании опытных данных он принимается равным Smin у посадки H7/g6 для заданного диаметра сопряжения), мм; б - коэффициент линейного расширения материала втулки, град -1 (таблица 5.5); d - диаметр сопряжения, мм; tсборки - температура в помещении, где производится сборка соединения (принимается + 20°С), град.

Таблица 5.5 - Коэффициенты линейного расширения материалов [36]

Материал детали	Коэффициент линейного расширения , град-1
Сталь	11,5?10-6
Чугун	10,4?10-6
Силумин	23,0?10-6
Бронза	17,5?10-6

При сборке соединения с охлаждением охватываемой детали (вала) формула для определения температуры имеет вид:

(5.22)

Размерность входящих в формулу величин та же, что и в предыдущей формуле.

Расчет посадки с гарантированным натягом проводят следующем порядке:

а) Подготовка исходных данных, необходимых для расчета. К ним относят: геометрические размеры соединения (рисунок 5.1), действующая внешняя нагрузка (сдвигающая сила, вращающий момент или их совокупность), характеристики материала (модуль упругости, предел текучести, коэффициент Пуассона), коэффициент трения на посадочной поверхности. Выявление характера сборки соединения (механическая запрессовка или сборка за счет термической деформации);

б) Определение предельно - допустимого контактного давления на поверхности соединения (уравнения 5.14, 5.15);

в) Расчет наибольшего допустимого натяга в соединении (уравнение 5.13);

г) Расчет величины поправки, учитывающей срез и смятие микронеровностей на поверхности сопряжения при запрессовке (уравнения 5.6, 5.7);

д) Определение величины наибольшего функционального натяга в соединении (уравнение 5.16);

е) Расчет минимально допустимого давления на поверхности контакта запрессовке (уравнения 5.3 - 5.5);

ж) Определение величины наименьшего расчетного натяга в соединении (уравнение 5.1);

з) Расчет наименьшего функционального натяга (уравнение 5.12);

и) Выбор квалитета;

к) Выбор стандартной посадки на основании условия (уравнение 5.19);

л) Определение усилия, необходимого для запрессовки при механическом способе сборки (уравнение 5.20);

м) Определение необходимой температуры нагрева втулки в случае теплового способа сборки (уравнение 5.21);

н) Определение температуры охватываемой детали (вала) при сборке соединения с охлаждением (уравнение 5.22).

Пример [28]. Для получения неподвижного неразъемного соединения без дополнительного крепления деталей, передающего вращающий момент с зубчатого колеса на вал (рисунок 5.2), подобрать стандартную посадку с гарантированным натягом в системе отверстия ЕСДП. Вычертить схему расположения полей допусков отверстия и вала выбранной посадки.

Определить:

- наибольшие и наименьшие размеры отверстия и вала;

- наибольший и наименьший натяги и допуск натяга;

- усилие запрессовки при сборке изделия под прессом;

- температуру нагрева охватывающей детали при тепловом способе сборки.

Исходные данные: d = 50 мм, d2 = 80 мм, L = 50 мм, Т = 400 Нм, Материал втулки и вала - сталь 45. Механическая запрессовка при t = +20 оС. Коэффициент запаса сцепления К = 1,5; d1 = 0 (сверление в валу отсутствует).

Решение.

Дополнительные сведения к исходным данным задачи. Для стали 45 Е = 2,06 • 1011 мПа; уТ = 3,53 108 Па; м = 0,3 (таблица 5.1); f = 0,085 (при механической запрессовке).

Ш Предельное допустимое удельное давление на поверхности соединения

= ;

=

В дальнейших расчетах используется меньшее из двух значений рдоп. Таким является рдоп1(втулка) = 1,248•108 Па.

Ш Наибольший допустимый натяг в соединении.

Значения коэффициентов Ляме С1 и С2:

;

;

=

Ш Поправка, учитывающая срез и смятие микронеровностей на поверхности сопряжения при запрессовке.

Коэффициенты k1 и k2 при механической запрессовке без смазки принимаем по таблице 5.3 k1 = k2 = k = 0,5 для материалов с одинаковыми механическими свойствами.

Величину шероховатости поверхности по параметру Rz предварительно задаем для отверстия Rz1 = 10 мкм; для вала Rz2 = 6,3 мкм (таблица 5.2).

UR = 2k (RZ1 + RZ2 ) = 2 • 0,5 (10 + 6,3) = 16,3 мкм.

Ш Наибольший функциональный натяг в соединении

Nmax. ф. = Nmax. доп. + UR = 99.4 + 16,3 = 115,7 мкм.

Принимаем Nmax.ф. = 116 мкм.

Ш Наименьший расчетный натяг, за счет которого возможна передача вращающего момента

 =

Ш Наименьший функциональный натяг

Nmin. ф. = Nmin. расч. + UR = 28,6 + 16,3 = 44,9 ? 45 мкм.

Ш Квалитет выбираем, полагая, что допуск отверстия и допуск вала будут равны

Полученное значение допуска находится между 7 и 8 квалитетами (таблица А.2), т.к. IТ750 = 25 мкм;

IT 850 = 39 мкм.

Изготовление деталей целесообразно выполнять по более точному квалитету. таким образом: ТD = IТ750 = 25 мкм; Td = IТ750 = 25 мкм.

Ш Условия выбора стандартной посадки с гарантированным натягом:

;

.

Ш Выбор стандартной посадки с натягом в системе отверстия ЕСДП.

Для основного отверстия ЕСДП: EI = 0; ES = EI + IТ750 = 0 + 25 = 25 мкм. Это соответствует полю допуска Н7 для номинального размера сопряжения 50 мм.

Схема расположения поля допуска основного отверстия и линий, ограничивающих выбор поля допуска для вала, приведена на рисунке 5.3.

Согласно выполненным расчетам разрушение втулки может наступить при натяге, превышающем 116 мкм, а проворот деталей может произойти при натяге менее 45 мкм. Следовательно, основное отклонение у валов не должно быть менее

ei = ES + Nmin.ф. = 25 + 45 = +70 мкм.

Итак, согласно схемы (рисунок 5.3) верхнее отклонение вала не должно быть более + 116 мкм (зона разрушения втулки), а нижнее отклонение не должно быть менее + 70 (зона проворота вала). Таким условиям удовлетворяют валы с полями допусков Ш 50u7, Ш 50v7 (таблицы А.2, А.3). Более полно прочностные свойства втулки будут использованы при применении вала Ш 50v7.

Окончательно принимаем посадку

.

Схема расположения полей допусков выбранной посадки приведена на рисунке 5.4.

Условия выбора посадки выполняются:

Nmax = 106 мкм; Nmax<Nmах.ф = 116мкм; 106<116;

Nmin = 56 мкм; Nmin>Nmin.ф.= 45 мкм; 56 > 45.

Ш Необходимое усилие запрессовки без учета среза микронеровностей при Nmax = 106 мкм.

F = р • d • L • pmах • f = р• 0,05 • 0,05 • 1,33 • 108 • 0,085 = 88789 H.

Ш Необходимая температура нагрева втулки в случае теплового способа сборки:

где Sсборки - минимально необходимый зазор для обеспечения сборки соединения (принимается равным Smin в посадке Ш 50 H7/g6. По ГОСТ 25346-89 для Ш 50 H7/g6 Smin = 9 мкм = 0,009 мм (таблицы А.2, А.3).

Коэффициент линейного расширения материала втулки из стали 45 б = 11,5?10-6 град -1 (таблица 5.5).

Сборку будем производить при нормальной температуре tсборки = + 20 °С. Окончательно:

Окончательно принимаем tвтулки +220 0С.

Ш Наибольший и наименьший размеры отверстия и вала

Dmax = D + ES = 50 + 0,025 = 50,025 мм;

Dmin = D + EI = 50 + 0 = 50,000 мм;

dmax=d + es = 50+ 0,106 = 40,106 мм;

dmin = d + ei = 50 + 0,081 = 50,081 мм.

Ш Наибольший и наименьший натяги и допуск натяга

Nmax = es - EI = 106 - 0 = 106 мкм = 0,106 мм;

Nmin = ei - ES = + 81 - 25 = 56 мкм = 0,056 мм;

TN = Nmax - Nmin = 106 - 56 = 50 мкм = 0,050 мм.

6. Допуски и посадки шпоночных соединений

Шпоночные соединения применяются для соединения втулок, шкивов, муфт, рукояток и других деталей машин с валами, когда к точности центрирования не предъявляется особых требований.

Наибольшее распространение среди шпоночных соединений в машиностроении получили призматические и сегментные. Технические требования на указанные шпоночные соединения регламентированы ГОСТ 23360 - 78, ГОСТ 24071 - 80 [11,12].

6.1 Соединения с призматическими шпонками

Предусмотрены три вида исполнения шпонок ГОСТ 23360 - 78 (рисунок 6.1). Параметры сечения шпонки и шпоночного паза приведены на (рисунке 6.2). Регламентируются: ширина шпонки b, высота шпонки h, длина шпонки L, глубина шпоночного паза в валу t1 и глубина шпоночного паза во втулке t2.

Рисунок 6.1 Виды исполнения шпонок

Характер соединения шпонки со шпоночными пазами вала и отверстия определяется их назначением. На рисунке 6.3 приведены схемы расположения полей допусков шпонки и шпоночных пазов вала и отверстия.

По характеру соединения существуют «нормальное», «плотное» и «свободное» шпоночное соединения (рисунок 6.3). Нормальное и плотное соединения обеспечивают неподвижное соединение шпонки с пазом вала и пазом втулки. Плотное соединение назначают при ударных и реверсивных нагрузках в мелкосерийном и индивидуальном производстве. В массовом и крупносерийном производствах, в целях облегчения сборки, рекомендуется применять нормальное соединение. Посадки, обеспечивающие свободное соединение, назначают для направляющих шпонок.

Требования к допускам на глубину шпоночного паза вала и втулки, приведены в таблице А.9.

На рабочем чертеже предпочтительно на валу указать размер t1 (в некоторых случаях d - t1), а на отверстии втулки d + t2; если указывается на валу размер d - t1, предельные отклонения назначаются со знаком минус.

Длина шпоночного паза вала выполняется по Н15.

Длина шпонки L выполняется по h14.

Высота шпонки выполняется по h11.

Допускается изготавливать шпонки высотой от 2 до 6 мм по h9

Шероховатость боковой поверхности шпоночного паза Ra 3,2 мкм; дна шпоночного паза Ra 6,3 мкм.

Рисунок 6.3 - Схемы расположение полей допусков в шпоночных соединениях

Пример [28]. Найти сечение призматической шпонки и размеры шпоночных пазов в валу и во втулке, если зубчатое колесо, насаженное на вал редуктора, диаметром 50 мм должно передавать вращающий момент при помощи призматической шпонки. Производство крупносерийное, соединение «нормальное».

Исходные данные:

Обозначение полей допусков ширины шпонки h9, ширины паза вала N9, ширины паза втулки JS9 (таблица А.7).

Определить:

- предельные размеры на ширину шпонки;

- предельные размеры на ширину паза вала;

- предельные размеры на ширину паза втулки;

- предельные натяги (зазоры) в сопряжении шпонки с пазом вала и шпонки с пазом во втулке.

Дать схему расположения полей допусков деталей сопряжения с указанием на ней предельных отклонений.

Привести эскизы поперечного сечения деталей сопряжения с указанием размеров и предельных отклонений.

Решение.

Сечение призматической шпонки b х h определяется по ГОСТ 23360-80 (таблица А.8) в зависимости от заданного диаметра вала. Для d = 50 мм по указанному стандарту: ширина шпонки b = 14 мм, высота ее h = 9 мм, размеры глубины паза вала t1 = 5,5 мм и глубины паза втулки t2 = 3,8 мм.

Согласно исходных данных можно записать следующие посадки:

- паз вала - шпонка по размеру b > ,

- паз втулки - шпонка по размеру b >

Размеры сопряжения шпонки с пазом вала:

Допуск для номинального размера 14 мм по 9 квалитету IT914 = 43 мкм (таблица А.2).

Основное отклонение ширины паза вала с полем допуска N9 для номинального размера 14 мм ES = 0 мкм (таблица А.4).

По верхнему отклонению и допуску определяем нижнее отклонение паза вала (уравнение 2.5):

EI = ES - IT914;

EI = 0 - 43 = - 43 мкм.

На рисунке 6.4 приведена схема расположения полей допусков для сопряжения призматической шпонки с пазом вала и пазом втулки

При нахождении предельных отклонений симметричного поля допуска, каким является JS9, следует учитывать примечание к таблице А.4 (значений основных отклонений по ГОСТ 25346-89). В соответствии с ним во всем диапазоне размеров предельные отклонения для JS = ± IT/2 для квалитетов с 7-го по 11 округляются. Если IT нечетное, то замена производится ближайшим меньшим четным числом. Поэтому допуск IT914 = 43 мкм заменяется четным меньшим значением 42 мкм, а предельные отклонения получаются ± 21 мкм.

Предельные размеры по ширине паза вала (уравнения 2.1, 2.3):

наибольший bmax = b + ES = 14 + 0 = 14,000 мм.

наименьший bmin = b + EI = 14 - 0,043 = 13,957 мм.

Основное отклонение на ширину шпонки с полем допуска h9 - верхнее, es = 0 мкм (таблица А.3).

Зная верхнее отклонение и допуск, определяем нижнее отклонение для ширины шпонки (уравнение 2.6):

ei = es - Td

ei = 0 - 43 = - 43 мкм.

Предельные размеры по ширине шпонки (уравнения 2.2, 2.4):

наибольший bmax = b + es = 14 + 0 = 14,000 мм

наименьший bmin = b + ei =14 + (- 0,0,043) = 13,957 мм.

Размеры сопряжения шпонки с пазом втулки:

Предельные размеры по ширине паза втулки (уравнения 2.1, 2.3):

наибольший bmax = b + ES = 14 + 0,021 = 14,021 мм.

наименьший bmin = b + EI = 14 - 0,021 = 13,979 мм.

Предельные зазоры и натяги в сопряжении паз вала - шпонка

Smax = ES - ei= 0 - (- 43) = 43 мкм = 0,043 мм;

Nmax = es - EI = 0 - (- 43) = 43 мкм = 0,043 мм.

Предельные зазоры и натяги в сопряжении паз втулки - шпонка

Smax = ES - ei= 21 - (- 43) = 64 мкм = 0,064 мм;

Nmax = es-EI = 0-(-21) = 21 мкм = 0,021 мм.

Предельные отклонения глубины пазов и размеров, связанных с глубиной паза, регламентированы ГОСТ 23360-80 и определяются в зависимости от высоты шпонки h. Для h = 9 мм по указанному стандарту (таблица А.9) имеем предельные отклонения:

для глубины паза вала t1 => ;

для d - t1 => ;

для t2 или d + t1 => .

Эскизы поперечного сечения деталей сопряжения цилиндрической шпонки с пазом вала и втулки приведены на рисунке 6.5.

6.2 Соединения с сегментными шпонками

ГОСТ 24071-97 [13] устанавливает размеры шпонок, пазов вала и отверстия, допуски и посадки для соединения с сегментными шпонками. Параметры сечения шпоночного паза и шпонки этого типа приведены на (рисунке 6.6). Стандартом регламентируются: ширина шпонки b, высота шпонки h, длина шпонки L, глубина шпоночного паза на валу t1 и глубина шпоночного паза во втулке t2.

Установлено два вида исполнения сегментных шпонок, показанных на рисунке 6.7.

Рисунок 6.7 - Виды сегментных шпонок

Поля допусков шпонки и шпоночных пазов вала и отверстия, требования к шероховатости пазов приняты такими же как и для шпоночных соединений с призматическими шпонками. Шпоночные соединения с сегментными шпонками применяются только для неподвижных соединений, для которых предусмотрены посадки такие же как и для призматических шпонок. Посадки, образующие «свободные» соединения для сегментных шпонок, отсутствуют.

Регламентированы:

- ширина шпонки b выполняется по h9,

- высота шпонки h и h1 = 0,8h выполняется по h11,

- диаметр шпонки d выполняется по h12.

Пример [28]. Найти размеры соединения с помощью сегментной шпонки, если через сегментное шпоночное соединение шкив, насаженный на вал, диаметром D = 20 мм по посадке Н7/r6 передает вращающий момент. Применяется I исполнение сегментной шпонки. Обозначение посадки шпонки в пазу вала P9/h9.

Определить:

- предельные отклонения и предельные размеры на ширину шпонки;

- предельные отклонения и предельные размеры на ширину паза вала и втулки;

- предельные размеры глубины шпоночных пазов во втулке и в валу;

- предельные натяги (зазоры) в сопряжении шпонки по ее ширине с пазом вала и с пазом во втулке.

Дать схему расположения полей допусков деталей сопряжения с указанием на ней предельных отклонений.

Привести эскиз поперечного сечения данного шпоночного соединения и отдельных его деталей с размерами и предельными отклонениями.

...