WWW.DISSERS.RU

БЕСПЛАТНАЯ ЭЛЕКТРОННАЯ БИБЛИОТЕКА

   Добро пожаловать!

Pages:     || 2 |
-- [ Страница 1 ] --

Dopuski_i_posadki УДК 621.81 : 621.753.1/2 : 744.4(075.8) Анухин В.И. Допуски и посадки. Выбор и расчет, указание на чертежах: Учеб. пособие. 2-е изд., перераб. и доп. СПб.: Изд-во СПбГТУ, 2001. 219 с. Пособие

соответствует государственному образовательному стандарту дисциплины "Метрология, стандартизация и сертификация" направления 551800 бакалаврской подготовки "Технологические машины и оборудование". В пособии рассмотрены основные подходы рационального выбора допусков и посадок гладких цилиндрических и других типовых соединений;

вопросы построения и расчета размерных цепей. Приведены основные положения, необходимые для выполнения чертежей деталей машин;

примеры выполнения чертежей типовых деталей машин, расчета и выбора допусков расположения, формы и шероховатости поверхности, а также необходимые нормативные данные. Предназначено для студентов третьего курса ММФ и ЭнМФ, а также первого, третьего и четвертого курсов ВФТЭМ в рамках бакалаврской подготовки. Ил. 96. Табл. 120. Библиогр.: 12 назв. Печатается по решению редакционно-издательского совета Санкт-Петербургского государственного технического университета. Рецензенты: ЦНИИТС (начальник сектора, канд. техн. наук М.А. Леенсон);

проф. А.А. Смирнов (СПбГТУ). ©Санкт-Петербургский Государственный технический университет, 2001 ©Анухин В.И., АНУХИН Виктор Иванович Допуски и посадки.

Выбор и расчет, указание на чертежах Учебное пособие Редактор О.К. Чеботарева Оригинал-макет подготовлен автором Директор Издательства СПбГТУ А.В. Иванов Свод. темплан 2001 г. Лицензия ЛР № 020593 от 07.08.97 г. Подписано в печать 17.09.2001. Формат бумаги 60х90/8. Печать офсетная. Усл. печ. л. 27,25. Уч. -изд. л. 27,5. Заказ 404. Тираж 100. С129 Санкт-Петербургский государственный технический университет. Издательство СПбГТУ, член Издательско-полиграфической ассоциации вузов Санкт-Петербурга. Адрес университета и издательства: 195251, Санкт-Петербург, ул. Политехническая, 29 Эксплуатационные показатели механизмов и машин (долговечность, надежность, точность и т. д.) в значительной мере зависят от правильности выбора посадок, допусков формы и расположения, шероховатости поверхности. В собранном изделии детали связаны друг с другом, и отклонения размеров, формы и расположения осей или поверхностей одной какойлибо из деталей вызывают отклонения у других деталей. Эти отклонения, суммируясь, влияют на эксплуатационные показатели машин и механизмов. В пособии изложен метод определения допусков на элементы деталей как части суммарной погрешности, возникающей при сборке и работе узла или конструкции в целом. Основы метода были заложены профессором Ленинградского политехнического института Иваном Сергеевичем Амосовым. Для определения допусков формы и расположения был выбран способ расчета на максимум - минимум, как наиболее универсальный и наглядный. Он базируется на допущении о самом неблагоприятном сочетании отклонений у деталей в изделии. Допуски, рассчитанные способом максимум - минимум, получаются жесткими, что резко удорожает производство. Ознакомившись с методикой, изложенной в книге, можно в дальнейшем применять для расчета допусков иные методы. В тех случаях, когда экономически оправдан риск возможного выхода за установленные пределы характеристик изделия, применяют, например, вероятностный метод расчета, при котором допуски получаются несколько большими. Порядок изложения материала в книге соответствует порядку работы студентов над курсовым проектом по курсу "Взаимозаменяемость, стандартизация и технические измерения". В книгу включены разделы, читаемые на лекциях автором. Пособие содержит общие указания по выбору посадок, построению и расчету конструкторских размерных цепей, правила и примеры выполнения чертежей деталей машин. Пятый раздел посвящен расчету допусков формы, расположения и выбору шероховатости поверхностей элементов типовых деталей машин. В работе объединены разрозненные данные, изложенные в специальной литературе, и выделены наиболее важные положения. В приложениях приведен ряд справочных таблиц, необходимых при выполнении курсового проекта. 1. ДОПУСКИ И ПОСАДКИ ГЛАДКИХ СОЕДИНЕНИЙ 1.1 Основные понятия Рассмотрим сопряжение с зазором (рис. 1.1, а). Для получения зазора S в сопряжении размер D отверстия втулки должен быть больше размера d вала. При изготовлении деталей размеры D и d выполняются с погрешностями. Конструктор исходит из того, что погрешности неизбежны, и определяет, в каких пределах они допустимы, т.е. сопряжение еще удовлетворяет требованиям правильной сборки и нормальному функционированию. Конструктор устанавливает два предельных размера для вала – d max, d min и два предельных размера для отверстия – Dmax, Dmin, внутри которых должны находиться действительные размеры сопрягаемых деталей (рис.1.1, б). Разность между наибольшим и наименьшим предельными размерами называется допуском – Td и TD.

s TD EI Td + 0 T D ES Dmax D min d min d max D d D es Td ei а) б) в) Рис. 1.1 Нанесение на чертеже соединения такого количества размеров крайне неудобно, поэтому было принято устанавливать один общий размер для вала и отверстия, называемый номинальным – D и указывать от него предельные отклонения (рис. 1.1, в). Верхнее отклонение ES, es – алгебраическая разность между наибольшим и номинальным размерами. ES = Dmax – D ;

es = d max – D Нижнее отклонение EI, ei – алгебраическая разность между наименьшим и номинальным размерами. EI = Dmin – D ;

ei = d min – D Поле допуска – поле, ограниченное наибольшим и наименьшим предельными размерами и определяемое величиной допуска и его положением относительно нулевой линии, соответствующей номинальному размеру. Графическое изображение полей допусков посадки с зазором приведено на рис. 1.1, в.

Чем уже поле между верхним и нижним отклонениями, тем выше при прочих равных условиях степень точности, которая обозначается цифрой и называется квалитетом.

Положение допуска относительно нулевой линии определяется основным отклонением – одним из двух предельных отклонений, ближайшим к нулевой линии, и обозначается одной из букв (или их сочетаний) латинского алфавита. Прописные буквы относятся к отверстиям, а строчные – к валам. Таким образом, поле допуска обозначается сочетанием буквы, указывающей на положение допуска относительно нулевой линии, с цифрой, говорящей о степени точности – величине допуска. Примеры обозначения на чертеже полей допусков и схемы их построения для отверстия и вала, а также значения отклонений и расчет допусков приведены на рис. 1.2, а, б.

Отверстие +21 0+ Н Верхнее от клонение: Нижнее от клонение: Допуск:

D ES = +21 мкм EI = 25 Н а) T = ES - EI = +21 - 0 = 21 мкм Вал + 0 Верхнее от клонение: es = -20 мкм f -20 - 25 f б) Нижнее от клонение: Допуск:

ei = -33 мкм T = es -ei = -20 - (-33) = 13 мкм d Посадка с зазором + 25 Н7/f + 0 Н7 f -20 - Парамет от ры верст ия: ES = +21 мкм, Наибольший и наименьший зазоры:

EI = 0, TD = 21 мкм Парамет вала: es = -20 мкм, ei = -33 мкм, Td = 13 мкм ры Smax = ES - ei = +21 - (-33) = 54 мкм, Smin = EI - es = 0 - (-20) = 20 мкм Допуск посадки: TS = Smax - Smin = 54 - 20 = 34 мкм TS = 21 + 13 = 34 мкм TS = ES - ei - EI + es = TD + Td, в) Посадка с натягом r + 0+41 +28 + Парамет от ры верст ия: ES = +21 мкм, EI = 0, TD = 21 мкм Парамет вала: es = +41 мкм, ei = +28 мкм, Td = 13 мкм ры яги: Наибольший и наименьший нат N max = es - EI = +41 - 0 = 41 мкм, Допуск посадки: TN = es - EI - ei + ES = TD + Td, N min = ei - ES = +28 - 21 = 7 мкм TN = Nmax - N min = 41 - 7 = 34 мкм TN = 21 + 13 = 34 мкм Н 25 Н7/r г) Посадка переходная + 25 Н7/k 0+ Н k ры верст ия: ES = +21 мкм, EI = 0, T = 21 мкм +15 Парамет от D +2 Парамет вала: es = +15 мкм, ei = +2 мкм, T =13 мкм ры d Наибольший и наименьший нат яги: N = es - EI = +15 - 0 = 15 мкм, N = ei - ES = +2 - 21= -19 мкм, max min д) -N min = Smax Допуск посадки: TN = N max - Nmin = 15 - (-19) = 34 мкм, TN = es - EI - ei + ES = TD + Td, TN = 21 + 13 = 34 мкм Рис. 1. В зависимости от взаимного расположения полей допусков отверстия и вала различают посадки трех типов: с зазором, с натягом и переходные. На рис. 1.2, в, г, д приведены примеры различных посадок. Указаны формулы для расчета зазоров и натягов в соединениях и амплитуды их колебаний, называемые допуском посадки (TS, TN). Нетрудно заметить, что допуск посадки, независимо от ее типа, есть сумма допусков отверстия и вала, составляющих соединение.

Наибольший зазор переходной посадки часто представляют в виде отрицательного наименьшего натяга см. рис. 1.2, д.

При расчете и выборе посадок конструктора могут интересовать не только предельные зазоры и натяги, но и средние, обычно наиболее вероятные, зазоры и натяги: средний зазор: Sc = ( Smax + Smin ) / 2 ;

средний натяг:

Nc = ( N max + N min ) / 2.

Определения терминов, вошедших в раздел, по ГОСТ 25346- Размер – числовое значение линейной величины (диаметра, длины и т.п.) в выбранных единицах измерения.

Действительный размер – размер элемента, установленный измерением с допустимой погрешностью.

Квалитет – совокупность допусков, рассматриваемых как соответствующие одному уровню точности для всех номинальных размеров.

Нулевая линия – линия, соответствующая номинальному размеру, от которой откладываются отклонения размеров при графическом изображении полей допусков и посадок. Вал – термин, условно применяемый для обозначения наружных элементов деталей, включая и нецилиндрические элементы. Отверстие – термин, условно применяемый для обозначения внутренних элементов деталей, включая и нецилиндрические элементы. Посадка – характер соединения двух деталей, определяемый разностью их размеров до сборки. Допуск посадки – сумма допусков отверстия и вала, составляющих соединение. Зазор (S) – разность между размерами отверстия и вала до сборки, если отверстие больше размера вала. Натяг (N) – разность между размерами вала и отверстия до сборки, если размер вала больше размера отверстия. Посадка с зазором – посадка, при которой всегда образуется зазор в соединении, т.е. наименьший предельный размер отверстия больше наибольшего предельного размера вала или равен ему. При графическом изображении поле допуска отверстия расположено над полем допуска вала (см. рис.1.2, в) Посадка с натягом – посадка, при которой всегда образуется натяг в соединении, т.е. наибольший предельный размер отверстия меньше наименьшего предельного размера вала или равен ему. При графическом изображении поле допуска отверстия расположено под полем допуска вала (см. рис.1.2, г). Переходная посадка – посадка, при которой возможно получение как зазора так и натяга в соединении, в зависимости от действительных размеров отверстия и вала. При графическом изображении поля допусков отверстия и вала перекрываются полностью или частично (см. рис.1.2, д). 1.2. Принципы построения системы допусков и посадок Системой допусков и посадок (СДП) называется совокупность рядов допусков и посадок, закономерно построенных на основе опыта, теоретических и экспериментальных исследований и оформленных в виде стандартов. Система предназначена для выбора минимально необходимых, но достаточных для практики вариантов допусков и посадок типовых соединений деталей машин, дает возможность стандартизировать режущие инструменты и калибры, облегчает конструирование, производство и взаимозаменяемость деталей машин, а также обусловливает их качество.

Первый принцип построения СДП (установлено 20 квалитетов и определены формулы для расчета допусков) Было принято, что две или несколько деталей разных размеров следует считать одинаковой точности (принадлежащими одному квалитету), если их изготавливают на одном и том же оборудовании при одних и тех же условиях обработки (режимах резания и т.д.). Отсюда следует, что точность валов, изготовленных, например, шлифованием во всем диапазоне диаметров одинакова, несмотря на то, что погрешность обработки, как показали эксперименты, растет с увеличением размера обрабатываемой детали (рис. 1.3).

А, мкм 120 100 80 60 40 20 0 40 Прецизионное шлифование 80 120 160 200 а Токарная обработка а1 d Шлифование а2 d d 240 d, мм Рис.1. Зависимость изменения погрешности была представлена как произведение двух частей. Одна часть 3 (а) характеризовала тип станка, другая – зависела лишь от размера детали ( d ):

A = a3 d, где А – амплитуда рассеяния размеров, характеризующая погрешность обработки, мкм;

d – диаметр обрабатываемой детали, мм;

а – коэффициент, зависящий лишь от типа станка. В дальнейшем было решено, что допуски одного квалитета должны меняться так же, как изменяется погрешность обработки на станке в зависимости от размера обрабатываемой детали. Допуск (IT) рассчитывается по формуле: IT = k i, где k – число единиц допуска, установленное для каждого квалитета;

i – единица допуска, зависящая только от размера (табл. 1.1).

Стандартом установлены квалитеты: 01, 0, 1, 2, 3, 4, 5, …, 11, 12…18. Самые точные квалитеты (01, 0, 1, 2, 3, 4), как правило, применяются при изготовлении образцовых мер и калибров. Квалитеты с 5-го по 11-й, как правило, применяются для сопрягаемых элементов деталей. Квалитеты с 12-го по 18-й применяются для несопрягаемых элементов деталей. Чтобы максимально сократить число значений допусков при построении рядов допусков, стандартом установлены интервалы размеров, внутри которых значение допуска для данного квалитета не меняется. Таблица 1.1 Квалитет 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 Число единиц допуска k 7 10 16 25 40 64 100 160 250 400 640 1000 1600 Допуск для размеров до 500 мм IT = k i, где i = 0,45 3 D + 0,001 D, мкм Допуск для размеров свыше 500 до 3150 мм IT = k I, где I = 0,004 D + 2, мкм 1 П р и м е ч а н и я. 1. D – среднее геометрическое из крайних значений каждого интервала номинальных размеров, мм.

2. Таблица дана в сокращении. Значения допусков для установленных интервалов в диапазоне размеров до 500 мм приведены в табл. П.1.1 приложения.

Второй принцип построения СДП (установлено 27 основных отклонений валов и 27 основных отклонений отверстий) Основное отклонение – одно из двух предельных отклонений (верхнее или нижнее), определяющее положение поля допуска относительно нулевой линии. Основным является отклонение, ближайшее к нулевой линии. Основные отклонения отверстий обозначаются прописными буквами латинского алфавита, валов – строчными. Схема расположения основных отклонений с указанием квалитетов, в которых рекомендуется их применять, для размеров до 500 мм приведена на рис. 1.4. Затемненная область относится к отверстиям.

11 11 11 11 10 A 999 888 77 B 6 C 5 11 11 10 10 99 88 77 66 55 + 0 77 8888 a 999 10 11 11 11 b pr G H js k m n g h Js K M N PR ef ST 44 d U 555555 c VX 66666666 F 777777777 88888 8 99 10 10 11 DE 7 6 5 7 6 5 7 7 66666 5555 4 st 8 u v x y z YZ - предпочтительные поля допусков * Таблица дана в сокращении Рис. 1.4 Для обеспечения образования посадок в системе вала, аналогичных посадкам в системе отверстия, существует общее правило построения основных отклонений, заключающееся в том, что основные отклонения отверстий равны по величине и противоположны по знаку основным отклонениям валов, обозначенным той же буквой. Из этого правила сделано исключение. Для получения идентичных зазоров и натягов в системе вала и в системе отверстия у переходных и прессовых посадок, в которых отверстие данного квалитета соединяется с валом ближайшего более точного квалитета, основные отклонения рассчитываются по специальной зависимости и поэтому становятся несимметричными. Третий принцип построения СДП (предусмотрены системы образования посадок) Предусмотрены посадки в системе отверстия и в системе вала. Посадки в системе отверстия – посадки, в которых требуемые зазоры и натяги получаются сочетанием различных полей допусков валов с полем допуска основного отверстия (рис. 1.5, а). Основное отверстие (H) – отверстие, нижнее отклонение которого равно нулю. Посадки в системе вала – посадки, в которых требуемые зазоры и натяги получаются сочетанием различных полей допусков отверстий с полем допуска основного вала (рис. 1.5, б). Основной вал (h) – вал, верхнее отклонение которого равно нулю.

r6 H7 f6 m6 js6 + 0 F + 0 h Js7 M7 R а) Рис. 1. б) Точные отверстия обрабатываются дорогостоящим мерным инструментом (зенкерами, развертками, протяжками и т.п.). Каждый такой инструмент применяют для обработки только одного размера с определенным полем допуска.

Валы же независимо от их размера обрабатывают одним и тем же резцом или шлифовальным кругом. При широком применении системы вала необходимость в мерном инструменте многократно возрастет, поэтому предпочтение отдается системе отверстия. Однако в некоторых случаях по конструктивным соображениям приходится применять систему вала, например, когда требуется чередовать соединения нескольких отверстий одинакового номинального размера, но с разными посадками на одном валу. На рис. 1.6, а показано соединение, имеющее подвижную посадку поршневого пальца 1 с шатуном 2 и неподвижную в бобышках поршня 3, которое целесообразно выполнить в системе вала (рис. 1.6, в), а не в системе отверстия (рис. 1.6, б). Систему вала выгоднее применять и тогда, когда оси, валики, штифты могут быть изготовлены из точных холоднотянутых прутков без дополнительной механической обработки их наружных поверхностей.

2 а) 3 б) Рис. 1. в) В некоторых случаях целесообразно применять посадки, образованные таким сочетанием полей допусков отверстия и вала, когда ни одна из деталей не является основной. Такие посадки называются внесистемными. Четвертый принцип построения СДП (установлена нормальная температура) Допуски и предельные отклонения, установленные в настоящем стандарте, относятся к размерам деталей при температуре +20° С 1.3 Правила образования посадок 1. Можно применять любое сочетание полей допусков, установленных стандартом. 2. Посадки должны назначаться либо в системе отверстия, либо в системе вала. 3. Применение системы отверстия предпочтительней. 4. Следует отдавать предпочтение рекомендуемым посадкам (см. ГОСТ 25347-82), при этом в первую очередь - предпочтительным. 5. Посадки с 4-го по 7-й квалитеты рекомендуется образовывать путем сопряжения отверстия на квалитет грубее, чем вал. Отверстия при прочих равных условиях изготавливаются с большими погрешностями, чем валы, поэтому и допуск посадки делится не поровну, большая часть отдается отверстию, меньшая - валу. 1.4 Нанесение предельных отклонений размеров 1.5 Методы выбора посадок Выбор посадок производится одним из трех методов. 1. Метод прецедентов, или аналогов. Посадка выбирается по аналогии с посадкой в надежно работающем узле. Сложность метода заключается в оценке и сопоставлении условий работы посадки в проектируемом узле и аналоге. 2. Метод подобия - развитие метода прецедентов. Посадки выбираются на основании рекомендаций отраслевых технических документов и литературных источников. Недостатком метода является, как правило, отсутствие точных количественных оценок условий работы сопряжений. 3. Расчетный метод - является наиболее обоснованным методом выбора посадок. Посадки рассчитываются на основании полуэмпирических зависимостей. Однако формулы не всегда учитывают сложный характер физических явлений, происходящих в сопряжении.

В любом случае новые опытные образцы изделий перед запуском в серийное производство проходят целый ряд испытаний, по результатам которых отдельные посадки могут быть подкорректированы. Квалификация конструктора, в частности, определяется и тем, потребовалась ли корректировка посадок в разработанном им узле. 1.6 Посадки с зазором 1.6.1 Особенности посадок • В сопряжении образуются зазоры. На рис. 1.7 приведена в сокращении схема расположения полей допусков посадок с зазором в системе отверстия для размеров до 500 мм. • Посадки применяются как в точных, так и в грубых квалитетах. • Посадки предназначены для подвижных сопряжений, например, для подшипников скольже-ния, а также для неподвижных сопряжений, например, для обеспечения беспрепятственной сборки деталей, что особенно важно при автоматизации сборочных операций.

Рис. 1.7 1.6.2 Области применения некоторых рекомендуемых посадок с зазором 1.6.3 Расчет посадок с зазором В зависимости от применения посадок производятся и соответствующие расчеты, например, применяя посадку H/h как центрирующую, рекомендуется определить, прежде всего, наибольшую величину эксцентриситета. В тех случаях, когда рабочая температура для деталей соединения существенно отличается от нормальной, расчет посадки рекомендуется производить исходя из температурных деформаций сопрягаемых деталей.

Расчет подшипников скольжения Рассмотрим упрощенный метод расчета зазоров и выбора посадок подшипников скольжения с гидродинамическим режимом работы. У гидродинамических подшипников смазочное масло увлекается вращающейся цапфой в постепенно сужающийся клиновой зазор между цапфой и вкладышем подшипника, в результате чего возникает гидродинамическое давление, превышающее нагрузку на опору. Цапфа всплывает (рис.1.8). В месте наибольшего сближения цапфы и вкладыша образуется масляный слой толщиной h. Качество, надежность и долговечность работы подшипника зависят от толщины масляного слоя h, на которую, при прочих равных условиях работы подшипника, будет влиять зазор S (разность между диаметром цапфы и диаметром отверстия вкладыша). Допустим, что зазор S будет очень небольшим, в этом случае величина h также будет маленькой, по ряду причин работа подшипника в таких условиях будет неустойчивой. Теперь пусть зазор S будет достаточно большим, и в этом случае значение h будет маленьким из-за малой подъемной силы гидродинамического клина. Отсюда можно сделать вывод, что для определенных условий работы Sh h h e [hmin ] [Smin ] [Smax ] S имеется некоторый интервал, внутри которого будет существовать надежное всплытие.

d Рис. 1. Сущность расчета посадки заключается в том, чтобы определить интервал зазоров [ Smin ]...[ Smax ] (см. рис. 1.8), при котором величина всплытия будет не меньше предварительно выбранной допустимо минимальной толщины масляного слоя [ hmin ]. Исходя из сказанного, найдем величину [ hmin ] и установим зависимость между h и S. Для обеспечения жидкостного трения необходимо, чтобы микронеровности цапфы и вкладыша не касались при работе подшипника. Это возможно при условии:

[hmin ] RZ1 + RZ 2 + ф + P + изг + Д, (1.1) где RZ1, RZ2 - высота неровностей вкладышей подшипника и цапфы вала;

ф, р - поправки, учитывающие влияние погрешностей формы и расположения цапфы и вкладыша;

изг - поправка, учитывающая влияние изгиба вала;

- добавка, учитывающая разного рода отклонения от принятого режима работы. Для упрощенного расчета можно применять зависимость:

Д [hmiт ] k (R Z1 + R Z 2 + Д ), (1.2) где k - коэффициент запаса надежности по толщине масляного слоя (k 2). Известна зависимость для среднего удельного давления у гидродинамического подшипника:

, (1.3) 2 где µ - динамическая вязкость масла при рабочей температуре подшипника, Hc/м ;

- угловая скорость цапфы рад/c;

S - диаметральный зазор, м;

D - номинальный диаметр сопряжения, м;

CR - безразмерный коэффициент нагруженности подшипника, зависящий от l / D и ;

l - длина подшипника, м;

- относительный эксцентриситет, который связан зависимостью с h:

h = 0.5 S e = 0.5 S (1 ) p= µ D S CR (1.4) Определим из формулы (1.3) значение S:

S = D µ P CR.

(1.5) C учетом формулы (1.4) найдем выражение для h:

h= D µ CR (1 ) 2 P.

(1.6) l Значения CR (1 ) = A в зависимости от и D приведены в табл.1.3.

Таким образом, определив минимально допустимую величину всплытия - [ hmin ] по формуле (1.2), мы сможем определить величину A:

A= 2 [ hmin ] D µ P, а по табл. 1.3 значения min и mаx. По найденным значениям min и mаx определим по формуле 1.4. соответственно [ Smin ] и [ Smax ].

Таблица 1. 0.6 0.30 0.40 0.50 0.60 0.65 0.70 0.75 0.299 0.319 0.327 0.324 0.317 0.310 0.298 0.7 0.339 0.360 0.367 0.361 0.352 0.344 0.328 0.8 0.375 0.397 0.402 0.394 0.283 0.372 0. l Значение CR (1 ) = A при D 0.9 0.408 0.431 0.434 0.423 0.410 0.369 0. 1.0 0.438 0.461 0.462 0.448 0.433 0.417 0. 1.1 0.464 0.487 0.487 0.469 0.452 0.434 0. 1.2 0.488 0.510 0.508 0.488 0.469 0.450 0. 1.5 0.610 0.891 1.248 1.763 2.099 2.600 3. 2.0 0.763 1.091 1.483 2.070 2.446 2.981 3. 0.80 0.85 0.90 0.95 0. 0.283 0.261 0.228 0.178 0. 0.310 0.284 0.246 0.188 0. 0.332 0.302 0.245 0.196 0. 0.350 0.317 0.210 0.202 0. 0.367 0.329 0.279 0.207 0. Пример 0.378 0.339 0.286 0.211 0. 0.389 0.341 0.292 0.215 0. 4.266 5.947 9.304 19.68 106. 4.778 6.545 10.09 20.97 110. Подобрать посадку для подшипника скольжения, работающего в условиях жидкостного трения при следующих данных: D = 0.075 м, l = 0.075 м, P = 1.47106 Н/м2, = 157 рад/с, масло с динамической вязкостью, при t = 50°С, µ = 1910-3 Нс/м2. Подшипник половинный.

Решение 1. Определение минимально допустимой величины масляного слоя.

[ hmin ] = k ( R Z1 + R Z 2 + Д ), RZ1 = RZ2 = 3.2 мкм – высоты неровностей трущихся поверхностей, выбираются в соответствии с рекомендациями [2];

Д – принимается равной 2…3 мкм:

[ hmin ] = 2 ( 3.2 10 6 + 3.2 10 6 + 3 10 6 ) = 18.8 10 6 м.

2. Расчет значения А.

A= 2 [ hmin ] D P µ, A= 75 2 18.8 10 19 10 3 157 1.47 10 = 0..

График изменения А от приведен на рис. 1.9. Заштрихованная зона - зона надежной работы подшипника, т.е. зона при min 0.3. Поэтому в табл. 1.3 приведены значения только для А при 0.3. В нашем случае мы должны принять min не менее 0.3. Принимаем min = 0.3 и соответствующее ему А0.3 = 0.438. 4. Определение [ Smin ] и [ Smax ].

3. Определение значений min и mаx. l По табл. 1.3 при D = 1 и А = 0.352 находим: min – отсутствует;

mаx = 0.83.

Формулу 1.4 преобразуем для определения зазора:

А 0.5 0.4 0.352 0.3 0.2 0.1 S= 2 h.

[ Smax ] = 1 max 2 [ hmin ] Максимальный [ Smax ] = 2 18.8 10 1 0. зазор:

221 10 ;

м.

[ Smin ] = 2 [ hmin ] 1 min Минимальный зазор:, так как был принят больший относительный эксцентриситет, значение h в данном случае не равно [ hmin ]: D µ h= A0.3 2 P ;

D min 0.3 0. max Рис. 1. [ Smin ] = A0.3 A P = 2.857 [ hmin ] 0.3 1 min A µ [ Smin ] = 2.857 18.8 10 0.436 67 10 6 0.352 м.

5. Выбор посадки. По [ Smin ] = 67 мкм находим, что наиболее близкий вид посадки в системе отверстия : H/e c минимальным зазором : Smin = 60 мкм. Допуск посадки с учетом коэффициента запаса точности на износ подшипника скольжения KЗ =2: мкм. 6. Определение квалитета. Известно, что TS = Td + TD. Подберем квалитеты так, чтобы сумма допусков была близка к 80 мкм. Наиболее близко соответствует этим условиям предпочтительная посадка:

H7 ( +0.030 ) 0.060 75 e8 ( 0.106 ) TS = [ Smax ] Smin ;

Kз TS = 221 60 = 80,5 1.7 Посадки переходные 1.7.1 Особенности посадок 1.7.2 Области применения некоторых рекомендуемых переходных посадок Посадки H/js;

Js/h - «плотные». Вероятность получения натяга P(N) 0.5...5%, и, следовательно, в сопряжении образуются преимущественно зазоры. Обеспечивают легкую собираемость. Посадка H7/js6 применяется для сопряжения стаканов подшипников с корпусами, небольших шкивов и ручных маховичков с валами. Посадки H/k;

K/h - «напряженные». Вероятность получения натяга P(N) 24...68%. Однако из-за влияния отклонений формы, особенно при большой длине соединения, зазоры в большинстве случаев не ощущаются. Обеспечивают хорошее центрирование. Сборка и разборка производится без значительных усилий, например, при помощи ручных молотков. Посадка H7/k6 широко применяется для сопряжения зубчатых колес, шкивов, маховиков, муфт с валами. Посадки H/m;

M/h - «тугие». Вероятность получения натяга P(N) 60...99,98%. Обладают высокой степенью центрирования. Сборка и разборка осуществляется при значительных усилиях. Разбираются, как правило, только при ремонте. Посадка H7/m6 применяется для сопряжения зубчатых колес, шкивов, маховиков, муфт с валами;

для установки тонкостенных втулок в корпуса, кулачков на распределительном валу. Посадки H/n ;

N/h - «глухие». Вероятность получения натяга P(N) 88...100%. Обладают высокой степенью центрирования. Сборка и разборка осуществляется при значительных усилиях: применяются прессы. Разбираются, как правило, только при капитальном ремонте. Посадка H7/n6 применяется для сопряжения тяжело нагруженных зубчатых колес, муфт, кривошипов с валами, для установки постоянных кондукторных втулок в корпусах кондукторов, штифтов и т.п.

1.7.3 Расчет переходных посадок Расчеты переходных посадок выполняются редко и в основном как проверочные. Расчеты могут включать: расчет вероятности получения зазоров и натягов в соединении;

расчет наибольшего зазора по известному предельно допустимому эксцентриситету соеди-няемых деталей;

• расчет прочности сопрягаемых деталей от действия сил, возникающих при сборке (только для тонкостенных втулок). 1.8 Посадки с натягом 1.8.1 Особенности посадок В сопряжении образуются только натяги. На рис. 1.11 приведена в сокращении схема распо-ложения полей допусков посадок с натягом в системе отверстия для размеров до 500 мм. • Посадки применяются только в точных квалитетах. • Они используются для передачи крутящих моментов и осевых сил без дополнительного кре-пления, а иногда для создания предварительно напряженного состояния у сопрягаемых деталей. • Посадки предназначены для неподвижных и неразъемных соединений. Относительная не-подвижность деталей обеспечивается силами трения, возникающими на контактирующих поверхно-стях вследствие их упругой деформации, создаваемой натягом при сборке соединения. • Преимущество посадок - отсутствие дополнительного крепления, что упрощает конфигура-цию деталей и их сборку. Посадки обеспечивают высокую нагрузочную способность сопряжения, ко-торая резко возрастает с увеличением диаметра сопряжения. • В то же время прочность и качество сопряжения зависят от материала сопрягаемых деталей, шероховатостей их поверхностей, формы, способа сборки (сборка под прессом или способ термиче-ских деформаций) и т.п.

• • • Рис. 1.11 1.8.2 Области применения некоторых рекомендуемых посадок с натягом Посадки H/p;

P/h - «легкопрессовые». Имеют минимальный гарантированный натяг. Обладают высокой степенью центрирования. Применяются, как правило, с дополнительным креплением. Посадка H7/p6 применяется для сопряжения тяжело нагруженных зубчатых колес, втулок, установочных колец с валами, для установки тонкостенных втулок и колец в корпуса. Посадки H/r;

H/s;

H/t и R/h;

S/h;

T/h - «прессовые средние». Имеют умеренный гарантированный натяг в пределах N = (0.0002...0.0006)D. Применяются как с дополнительным креплением, так и без него. При сопряжении возникают, как правило, упругие деформации. Посадки H7/r6, H7/s6 применяются для сопряжения зубчатых и червячных колес с валами в условиях тяжелых ударных нагрузок с дополнительным креплением (для стандартных втулок подшипников скольжения предусмотрена посадка H7/r6). Посадки H/u;

H/x;

H/z и U/h - «прессовые тяжелые». Имеют большой гарантированный натяг в пределах N = (0.001...0.002)D. Предназначены для соединений, на которые воздействуют большие, в том числе и динамические нагрузки. Применяются, как правило, без дополнительного крепления соединяемых деталей. В сопряжении возникают упругопластические деформации. Детали должны быть проверены на прочность. Посадки H7/u7;

H8/u8 наиболее распространенные из числа тяжелых посадок. Примеры применения: вагонные колеса на осях, бронзовые венцы червячных колес на стальных ступицах, пальцы эксцентриков и кривошипов с дисками.

1.8.3 Расчет посадок с натягом У посадок с натягом неподвижность сопрягаемых деталей под действием нагрузок обеспечивается силами трения, возникающими при упругой деформации деталей, создаваемой натягом. Минимальный допускаемый натяг определяется исходя из возможных наибольших сил, действующих на сопряжение, а максимальный натяг рассчитывается из условий прочности деталей. Разность между диаметром вала и внутренним диаметром втулки до сборки называется натягом N. При запрессовке деталей происходит растяжение втулки на величину ND (рис. 1.12) и одновременно сжатие вала на величину Nd, при этом: N = ND+Nd. (1.7) A-A ND 2 A d Nd d1 D A Рис. 1. Известны зависимости:

N ND C =p 1;

D E Nd C =p 2, D E (1.8) где р – давление на поверхности контакта сопрягаемых деталей, Н/м ;

D – номинальный диаметр, м;

E1, E2 – модули упругости материала втулки и вала, H/м2;

C1, C2 – коэффициенты, определяемые по формулам:

D 1+ d 2 C1 = D 1 d 2 +µ ;

1 2 d 1+ 1 D µ, C2 = 2 2 d1 1 D (1.9) где d1, d2 – диаметры (см. рис.1.10), м;

µ1, µ2 – коэффициенты Пуассона (для стали µ 0.3, для чугуна µ 0.5). Подставив в выражение (1.7) зависимости (1.8), получим:

C C N = pD 1 + 2 E1 E 2.

(1.10) Наименьший натяг рассчитывается следующим образом:

C C N min = pmin D 1 + 2 E1 E 2, (1.11) Минимальное давление на поверхность контакта рmin определяется из условия обеспечения неподвижности сопряжения при действии на него: •• максимальной осевой силы P :

pmin P D l f, (1.12) где f1 – коэффициент трения при продольном смещении деталей;

l – длина сопряжения;

• • максимального крутящего момента Mкр :

p min 2 M кр D 2 l f2, (1.13) где f2 – коэффициент трения при относительном вращении деталей;

•• крутящего момента Mкр и осевой силы P :

2 M кр 2 D +P D l f p min.

.

(1.14) Наибольший натяг:

C C N max = pmax D 1 + 2 E 1 E Максимальное давление рmax определяется из условия прочности сопрягаемых деталей. В качестве pmax берется меньшее из допустимых значений давлений – рдоп, которые рассчитываются по следующим формулам:

для втулки D D pдоп 0.58 T 1 d, для вала d 2 d pдоп 0.58 T 1 1 D, D d где T ;

T – пределы текучести материала деталей при растяжении, H/м2.

Пример Подобрать посадку с натягом для соединения при следующих данных : D = 0.185 м, d1 = 0.110 м, d2 = 0.265 м, l = 0.17 м. Соединение нагружено осевой силой P = 392103 H. Детали изготовлены из стали 40, E1 = E2 = 206 ГПа, m = 313 МПа, f1 = 0.14, R z1 = R z2 = 8 мкм.

Решение 1.

1.

Определение коэффициентов C1, C2.

D 1+ d 2 C1 = D 1 d 2 +µ ;

1 2 0.185 1+ 0.265 + 0.3 3.2 ;

C1 = 2 0.185 1 0. d 1+ 1 D µ ;

C2 = 1 2 d1 1 D 0.110 1+ 0.185 0.3 1.8. C2 = 2 0.110 1 0. 2. Расчёт наименьшего натяга.

N min = P l f1 C C 1 + 2 E 1 E2 ;

N min = 392 10 3 3,2 1,8 = 127 10 6 м + 2,06 1011 2,06 1011 17 14 0, 0,.

В процессе запрессовки неровности на поверхностях детали сминаются, и в соединении создается меньший натяг, поэтому следует расчетный Nmin увеличить на значение поправки:

u = 0.8 (8 + 8 ) = 12.8 мкм. u = 0.8 (R z1 + R z 2 ), Наименьший натяг:

р N min = 127 + 12.8 140 мкм.

3. Определение допустимых значений давления.

D pдоп = 0.58 T 1 d, для втулки:

0.185 2 pдоп = 0.58 313 10 6 1 = 93.1 МПа;

0.265 d 2 pдоп = 0.58 T 1 1, D 0.110 2 pдоп = 0.58 313 10 6 1 = 117.4 МПа. 0.185 для вала: 4. Определение максимально допустимого натяга для данного сопряжения.

C C р N max = pmax D 1 + 2 E 1 E2 ;

3,2 1,8 p = 418 10 6 м + N max = 93, 10 6 0, 1 185 2,06 1011 2,06 1011.

5. Выбор посадки. По ГОСТ 25347-82 выбираем посадку:

H 8 ( +0.072 ) + 0 308 u8 ( + 0..236 ) ;

р N max = 308 мкм < N max = 418 мкм ;

р N min = 164 мкм > N min = 140 мкм.

1.9 Рекомендации по выбору посадок гладких соединений 1. В первую очередь следует выбирать посадки для наиболее ответственных и точных сопряжений, определяющих качество работы узла. Например, на узле (см. рис. П.8.2) вначале выбираются посадки подшипников качения, затем посадка зубчатого колеса на вал и посадка стакана в корпусе, а уже затем посадка, связанная с установкой уплотнения, посадка проставочного кольца и крышки подшипника. 2. 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. 3. Перед выбором посадки необходимо определить: o характер сопряжения (подвижное или неподвижное);

o основные конструктивные требования, предъявляемые к сопряжению (скорость относительного перемещения деталей, компенсация погрешностей монтажа, необходимость центрирования сопрягаемых деталей или величина и характер нагрузок, передаваемых сопряжением). 4. 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. Выбор квалитета зависит:

от точностных требований непосредственно к сопряжению;

от типа выбранной посадки, например, при применении переходных посадок изменение квалитета незначительно;

o от точности, обусловленной эксплуатационным назначением механизма или машины в целом, особенно это относится к ответственным сопряжениям, например, точность сопряжения деталей в коробке скоростей прецизионного станка может значительно отличаться от точности посадок аналогичных деталей в коробке скоростей трактора.

o o 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 и оправках 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.). 2. ДОПУСКИ И ПОСАДКИ ТИПОВЫХ СОЕДИНЕНИЙ 2.1 Шпоночные соединения Шпоночные соединения предназначены для соединения с валами зубчатых колес, шкивов, махо-виков, муфт и других деталей и служат для передачи крутящих моментов. Наиболее часто применяются соединения с призматическими шпонками. Размеры, допуски, посадки и предельные отклонения соединений с призматическими шпонками установлены ГОСТ 23360-78*. 2.1.1 Основные размеры соединений с призматическими шпонками 2.1.2 Предельные отклонения и посадки шпоночных соединений Стандартом установлены поля допусков по ширине шпонки и шпоночных пазов b для свободного, нормального и плотного соединений (табл. 2.2).

Таблица 2. Элемент соединения Ширина шпонки Ширина паза на валу Ширина паза на втулке Поле допусков размера b при соединении свободном h9 H9 D10 нормальном h9 N9 Js9 плотном h9 P9 P Для ширины пазов вала и втулки допускаются любые сочетания указанных полей допусков. Рекомендуемые посадки приведены в табл. 2.3.

Таблица 2. Для единичного и серийного производства Для серийного и массового производства Для направляющих шпонок D + 0 D10 H9 h9 N9 h9 N Js9 h9 P Js b - поле допуска на ширину шпонки - поле допуска на ширину паза вала - поле допуска на ширину паза втулки Предельные отклонения на глубину пазов приведены в табл. 2.4.

Таблица 2. Высота шпонки h, мм Предельные отклонения на глубину паза на валу t1 (или d - t1), и во втулке t2 (или d + t2), мм От 2 до 6 +0.1 От 6 до 18 +0.2 От 18 до 50 +0.3 Пример простановки посадок шпоночного сопряжения показан на рис. 2.1.

Рис. 2. 2.2 Соединения шлицевые прямобочные Шлицевые соединения, как и шпоночные, предназначены для передачи крутящих моментов в со-единениях шкивов, муфт, зубчатых колес и других деталей с валами. В отличие от шпоночных соединений, шлицевые соединения, кроме передачи крутящих момен-тов, осуществляют еще и центрирование сопрягаемых деталей. Шлицевые соединения могут пере-давать большие крутящие моменты, чем шпоночные, и имеют меньшие перекосы и смещения пазов и зубьев. В зависимости от профиля зубьев шлицевые соединения делят на соединения с прямобочным, эвольвентным и треугольным профилем зубьев. 2.2.1 Соединения шлицевые прямобочные. Основные параметры Шлицевые соединения с прямобочным профилем зубьев применяются для подвижных и неподвижных соединений. К основным параметрам относятся: •• D – наружный диаметр;

• d – внутренний диаметр;

•• b – ширина зуба. По ГОСТ 1139-80* в зависимости от передаваемого крутящего момента установлено три типа соединений – легкой, средней и тяжелой серии.

• Номинальные размеры основных параметров и число зубьев шлицевых соединений общего назначения с прямобочным профилем зубьев, параллельных оси соединения, приведены в табл. 2.5.

В шлицевых соединениях с прямобочным профилем зуба применяют три способа относительного центрирования вала и втулки: •• по наружному диаметру D;

•• по внутреннему диаметру d;

•• по боковым сторонам зубьев b. Центрирование по D рекомендуется при повышенных требованиях к соосности элементов соединения, когда твердость втулки не слишком высока и допускает обработку чистовой протяжкой, а вал обрабатывается фрезерованием и шлифуется по наружному диаметру D. Применяется такое центрирование в подвижных и неподвижных соединениях. Центрирование по d применяется в тех же случаях, что и центрирование по D, но при твердости втулки, не позволяющей обрабатывать ее протяжкой. Такое центрирование является наименее экономичным. Центрирование по b используют, когда не требуется высокой точности центрирования, при передаче значительных крутящих моментов.

8 Js9/h 8 N9/h 2.2.2 Посадки шлицевых соединений с прямобочным профилем зуба 2.2.3 Условные обозначения шлицевых прямобочных соединений 2.3 Соединения шлицевые эвольвентные Шлицевые соединения с эвольвентным профилем зуба имеют то же назначение, что и прямобоч-ные, но обладают рядом преимуществ: технологичностью (для обработки всех типоразмеров валов с определенным модулем требуется только одна червячная фреза, возможно применение всех точных методов обработки зубьев);

большей прочностью (обладают меньшими концентратами напряжений и большим количеством зубьев). В отличие от шпоночных соединений, шлицевые соединения, кроме передачи крутящих момен-тов, осуществляют еще и центрирование сопрягаемых деталей. Шлицевые соединения могут пере-давать большие крутящие моменты, чем шпоночные, и имеют меньшие перекосы и смещения пазов и зубьев. В зависимости от профиля зубьев шлицевые соединения делят на соединения с прямобочным, эвольвентным и треугольным профилем зубьев. 2.3.1 Шлицевые эвольвентные соединения. Основные параметры Шлицевые соединения с эвольвентным профилем зубьев применяются для подвижных и неподвижных соединений.

К основным параметрам относятся: •• D – наружный диаметр зубьев, номинальный диаметр соединения;

•• m – модуль;

•• z – число зубьев;

= 30° - угол профиля. •• Остальные параметры вычисляются по зависимостям ГОСТ 6033-80*, приведенным в табл. 2.8 Таблица 2. Цент рирование по боковым поверхност зубьев ям Центрирование по наружному диаметру Средняя xm окружность xm e =S e =S d Da Df da Делительная окружность df da = D f = D d Da Обозначение d p Параметр Диаметр делительной окружности Делительный окружной шаг Номинальная делительная окружная толщина зуба вала (впадины втулки) Смещение исходного контура Номинальный диаметр окружности впадин втулки Номинальный диаметр окружности вершин зубьев втулки Номинальный диаметр окружности впадин вала Номинальный диаметр окружности вершин зубьев вала: при центрировании по боковым поверхностям зубьев при центрировании по наружному диаметру Зависимость d =mz p = m df 2 m + 2 x m tg 1 [D m (z + 1.1)] 2 Df = D Da = D 2 m da = D s(e) xm Df s=e= xm = Da df da d f max = D 2.2 m d a = D 0.2 m Номинальные значения основных параметров приведены в табл. 2.9. Таблица 2.9 Модуль, мм 0.8 1.25 2 3 17 20 12 7 20 23 14 8 25 30 18 11 7 30 36 22 13 8 Номинальный диаметр D, мм 35 40 45 50 55 60 Число зубьев z 42 26 16 10 48 30 18 12 55 34 21 13 60 38 24 15 66 42 26 17 74 46 28 18 50 31 20 54 34 22 58 36 24 13 62 38 25 14 65 70 75 5 6 7 8 9 10 11 12 П р и м е ч а н и я. 1. 1. Числа зубьев, заключенные в рамки, являются предпочтительными. 2. 2. Кроме указанных значений, имеются и другие (см. ГОСТ 6033-80*). 3. 3. Значения D изменяются от 4 до 440 мм, m – от 0.5 до 10 мм.

2.3.2 Посадки шлицевых эвольвентных соединений 2.3.3 Условные обозначения шлицевых эвольвентных соединений 2.4 Резьба метрическая Метрическая цилиндрическая резьба применяется главным образом в качестве крепежной и раз-деляется на резьбу с крупным шагом диаметром 1...64 мм и резьбу с мелким шагом диаметром 1...600 мм. При равных наружных диаметрах метрические резьбы с мелким шагом отличаются от резьб с крупным шагом меньшей высотой профиля и меньшим углом подъема резьбы. Поэтому резьбы с мелким шагом рекомендуется применять при малой длине свинчивания, на тонкостенных деталях, а также при переменной нагрузке, толчках и вибрациях. Резьбы с крупным шагом рекомендуется при-менять для соединения деталей, не подвергающихся таким нагрузкам, так как они менее надежны при переменной нагрузке и вибрациях и более склонны к самоотвинчиванию. 2.4.1 Основные параметры крепежных цилиндрических метрических резьб 2.4.2 Предельные отклонения метрической резьбы. Посадки с зазором 2.4.3. Условные обозначения метрических резьб 2.5 Соединения с подшипниками качения Подшипники, являясь опорами для подвижных частей, определяют их положение в механизме и несут значительные нагрузки. Подшипники качения имеют следующие основные преимущества по сравнению с подшипниками скольжения:

• • • обеспечивают более точное центрирование вала;

имеют более низкий коэффициент трения;

имеют небольшие осевые размеры.

К недостаткам подшипников качения можно отнести:

• • • повышенную чувствительность к неточностям монтажа и установки;

жесткость работы, отсутствие демпфирования колебаний нагрузки;

относительно большие радиальные размеры.

2.5.1 Классы точности подшипников качения 2.5.2. Назначение полей допусков для вала и отверстия корпуса при установке подшипников качения На рис. 2.6 показана схема расположения рекомендуемых полей допусков посадочных размеров для подшипников классов точности 0 и 6.

мкм 40 20 + 0-20 -40 мкм G H7 Js7 K7 M7 N l l0 r6 p6 n P7 L Dm= dm= 20 + 0-20 -40 - m6 k js L h g6 f Рис. 2.6 Из схемы видно, что поля допусков для внутреннего и наружного колец подшипника качения расположены одинаково относительно нулевой линии, верхнее отклонение равно 0, нижнее – отрицательное. Валы с полями допусков r6, p6, n6, m6, k6 при сопряжении с внутренним кольцом подшипника обеспечивают посадки с натягом. Вследствие повышенных требований к форме посадочных поверхностей подшипников стандартом устанавливаются следующие поля допусков. а) Поля допусков на средние диаметры Dm и d m, которые ограничивают значения средних m m 2 2 диаметров колец, равных и, где Dmax, Dmin, dmax, dmin выбираются из ряда измерений в разных сечениях соответственно наружного и внутреннего диаметров. Обозначаются поля допусков, например, у подшипников нулевого класса - l0 для наружного кольца и L0 для отверстия внутреннего кольца (см. рис.2.6). б) Поля допусков для ограничения самих Dmax, Dmin, dmax, dmin, значения которых больше на величину допустимой погрешности формы. При выборе полей допусков на вал и отверстие под внутреннее и наружное кольца подшипника необходимо учитывать следующее: •• класс точности подшипника качения;

•• вид нагружения колец подшипника;

•• тип подшипника;

•• режим работы подшипника;

•• геометрические размеры подшипника.

D= Dmax + Dmin d d + dmin = max Влияние класса точности подшипника качения на выбор посадок Как видно из схемы полей допусков (см. рис. 2.6), для подшипников классов точности 0 и 6 рекомендуемый набор полей допусков посадочных поверхностей одинаков. Для более высоких классов точности подшипников качения набор полей допусков посадочных поверхностей несколько изменяется, в частности, применяются поля допусков более точных квалитетов. Влияние вида нагружения колец подшипника на выбор посадок Вид нагружения кольца подшипника качения существенно влияет на выбор его посадки. Рассмотрим типовые схемы механизмов и особенности работы подшипников в них.

Первая типовая схема (рис. 2.7). Внутренние кольца подшипников вращаются вместе с валом, наружные кольца, установленные в корпусе, неподвижны. Радиальная нагрузка Р постоянна по величине и не меняет своего положения относительно корпуса (см. рис. 2.7, а).

В этом случае внутреннее кольцо воспринимает радиальную нагрузку Р последовательно всей окружностью дорожки качения, такой вид нагружения кольца называется циркуляционным. Наружное кольцо подшипника воспринимает радиальную нагрузку лишь ограниченным участком окружности дорожки качения, такой характер нагружения кольца называется местным (см. рис. 2.7, б). Дорожки качения внутренних колец подшипников изнашиваются равномерно, а наружных – только на ограниченном участке. При назначении посадок подшипников качения существует правило: кольца, имеющие местное нагружение, устанавливаются с возможностью их проворота с целью более равномерного износа дорожек качения;

при циркуляционном нагружении, напротив, кольца сажают по более плотным посадкам.

Рекомендуемые посадки для подшипников классов точности 0 и 6 приведены в табл. 2.15. Пример выбора посадок (см. рис. 2.7, в). Вторая типовая схема (рис 2.8). Наружные кольца подшипников вращаются вместе с зубчатым колесом. Внутренние кольца подшипников, посаженные на ось, остаются неподвижными относительно корпуса. Радиальная нагрузка Р постоянна по величине и не меняет своего положения относительно корпуса (см. рис. 2.8, а). В этом случае наружное кольцо воспринимает радиальную нагрузку Р последовательно всей окружностью дорожки качения, т.е. имеют циркуляционное нагружение. Внутреннее кольцо подшипника воспринимает радиальную нагрузку лишь ограниченным участком окружности дорожки качения, т.е. имеют местное нагружение (см. рис. 2.8, б). Рекомендуемые посадки для подшипников 0 и 6 классов точности приведены в табл. 2.15. Пример выбора посадок (см. рис. 2.8, в). Третья типовая схема (рис. 2.9). Внутренние кольца подшипников вращаются вместе с валом, Первая т иповая схема P Циркуляционное нагружение P 1 H l0 10 7/ 40L0/k6 1 H l0 10 7/ а) б) Рис. 2. в) Вт орая т иповая схема P Циркуляционное нагружение P 120 M l 0 7/ 45 L0/g Мест ное нагружение а) б) Рис. 2. в) Трет т ья иповая схема P Циркуляционное нагружение P 1 Js7/l 0 10 1 Js7/l 0 10 40L0/k Pц Pц Колебат ельное нагружение а) б) Рис. 2. в) наружные кольца, установленные в корпусе, – неподвижны. На кольца действуют две радиальные 40L0/k 40 L0/k Мест ное нагружение нагрузки, одна постоянна по величине и по направлению Р, другая, центробежная Рц, вращающаяся вместе с валом (см. рис. 2.9, а). Таблица 2.15 Посадки шариковых и роликовых радиальных и радиально-упорных подшипников Вид кольца Вид нагружения Рекомендуемые посадки Циркуляционное Внутреннее кольцо, посадка на вал Местное L0 L0 L0 L0,, js6 k 6 g6, f 6 L6 L6 L6 L6,, js6 k 6 g6, f 6 L0 L6 js6, js N7 M7 K7 P7,,, l0 l0 l0 l0 N7 M7 K7 P7,,, l6 l6 l6 l Колебательное Циркуляционное Наружное кольцо, посадка в корпус Местное, Колебательное П р и м е ч а н и я.

Js7 l Js, l 1. Поля допусков, заключенные в рамки, рекомендуются при осевой регулировке колец радиально-упорных подшипников. 2. При регулируемом наружном кольце с циркуляционным нагружением радиально-упорных Js7 Js7 подшипников рекомендуются посадки l 0, l 6.

3. Таблица дана в сокращении. Равнодействующая сил Р и Рц совершает периодическое колебательное движение, симметричное относительно направления действия силы Р. На рис. 2.9, б штриховыми линиями показано последовательное положение эпюры нагружения наружного кольца подшипника на ограниченном участке дорожки качения, которая смещается справа налево и меняется по величине, такой режим нагружения кольца называется колебательным.

Внутреннее кольцо воспринимает суммарную радиальную нагрузку окружностью дорожки качения, т.е. имеет циркуляционное нагружение. последовательно всей Рекомендуемые посадки приведены в табл. 2.15. Пример выбора посадок см. рис. 2.9, в.

Влияние типа подшипника на выбор посадок Тип подшипника оказывает определенное влияние на выбор посадки. Выше был рассмотрен выбор посадок для подшипников радиальных и радиально-упорных шариковых и роликовых.

Для тугих колец упорных шариковых и роликовых подшипников применяются посадки L0/js или L6/js6 (рис. 2.10). Рис. 2. Влияние режима работы и геометрических размеров подшипника на выбор посадок Уточненный выбор посадок с учетом режима работы и размеров подшипника производится в соответствии с рекомендациями, приведенными в ГОСТ 3325-85.

2.6 Зубчатые передачи Из механических передач, применяемых в машиностроении, наибольшее распространение получили зубчатые, так как обладают рядом существенных преимуществ перед другими передачами. Основные преимущества зубчатых передач: •• возможность осуществления передачи между параллельными, пересекающимися и скрещивающимися осями, иными словами при всех видах расположения осей;

•• высокая нагрузочная способность и как следствие малые габариты;

•• большая долговечность и надежность работы (ресурсы до 30 000 ч и более);

•• высокий к.п.д. (до 0.97…0.98 в одной ступени);

•• возможность применения в широком диапазоне скоростей (до 150 м/с), мощностей (до десятков тысяч кВт) и передаточных отношений (до нескольких сотен и даже тысяч);

•• постоянство передаточного отношения.

В то же время для обеспечения надежной и качественной работы зубчатых передач к ним предъявляются повышенные требования к точности изготовления.

Многообразные условия применения зубчатых передач диктуют различные требования к их точности. Для делительных и планетарных передач с несколькими сателлитами основным эксплуатационным показателем является высокая кинематическая точность, т.е. точная согласованность углов поворота ведущего и ведомого колес передачи. Кинематическая точность обеспечивается, например, при установке колеса на зубообрабатывающий станок с точной кинематической цепью с минимально возможным радиальным биением. Для высокоскоростных передач (окружные скорости зубчатых колес могут достигать 60 м/с) основным эксплуатационным показателем является плавность работы передачи, т.е. отсутствие циклических погрешностей, многократно повторяющихся за оборот колеса. Циклическая точность обеспечивается, например, точностью червяка делительной передачи станка и точностью зуборезного инструмента. Плавность передачи значительно повышается после шевингования зубчатых колес или их притирки. Для тяжелонагруженных тихоходных передач наибольшее значение имеет полнота контакта поверхностей зубьев. Контакт зубьев зависит от торцового биения заготовки и ряда других причин. Контакт зубьев значительно улучшается после притирки зубчатых колес.

50 L0 / js 2.6.1 Геометрические параметры цилиндрических зубчатых передач внешнего зацепления 2.6.2 Система допусков цилиндрических зубчатых передач Одним из основных показателей качества работы зубчатых передач является их точность. Точность изготовления зубчатых колес не только определяет геометрические показатели передачи, но оказывает влияние на динамические характеристики (вибрации, шум), а также существенно влияет на долговечность работы, прочностные показатели передачи и на потери на трение. Рассмотрим схему комплексного контроля цилиндрической зубчатой передачи (рис. 2.11).

Рис. 2.11 Ведущее и ведомое зубчатые колеса находятся в однопрофильном зацеплении. Образцовое вращение задается фрикционными дисками, диаметры которых строго равны делительным диаметрам ведущего и ведомого зубчатых колес. При вращении ведущего зубчатого колеса вращается и фрикционная пара. Рассогласование во вращении между шпинделем ведомого фрикционного диска и ведомым зубчатым колесом фиксируется измерительным прибором. Прибор установлен на делительной окружности ведомого колеса. Шпиндель ведомого фрикционного диска воспроизводит образцовое вращение и вынесен так, чтобы полученные отклонения фиксировались на делительном диаметре колеса. Таким образом, измеряется рассогласование между действительным 2 и номинальным 3 углами поворота ведомого колеса. На рис. 2.12 представлены графики, полученные на подобной установке при прямом и обратном вращении, т.е. при контакте по правому и левому профилям зубчатых колес. Графики характеризуют геометрическую погрешность зубчатой передачи. Практически вся система допусков и посадок зубчатых колес базируется на этих графиках. Рассмотрим графики на полном цикле измерения относительного положения зубчатых колес, т.е. на таком угле поворота ведомого колеса, при котором первый зуб ведущего колеса вновь войдет в контакт с первым зубом ведомого колеса. При дальнейшем вращении колес характер кривых будет полностью повторяться.

Рис. 2. Угол поворота ведомого колеса, соответствующий полному циклу, рассчитывается по формуле: z 2 = 2 1 x, z1 - число зубьев ведущего колеса;

где x - наибольший общий делитель чисел зубьев ведущего и ведомого зубчатых колес. Разность между действительным и номинальным (расчетным) углами поворота ведомого зубчатого колеса передачи называется кинематической погрешностью передачи. Наибольшая алгебраическая разность значений рассогласований на полном цикле измерения Fior характеризует кинематическую точность передачи.

Наибольшая алгебраическая разность между местными соседними экстремальными значениями fior называется местной кинематической погрешностью передачи и характеризует плавность работы передачи. Наименьшее расстояние между кривыми j n min называется гарантированным боковым зазором и определяет характер сопряжения колес в передаче.

Рис 2.13 Разность между и j n min является наибольшим интервалом изменения бокового зазора в передаче и характеризует точность выполнения бокового зазора в передаче. Если нанести краситель на боковые поверхности зубьев ведущего колеса и провернуть колеса на полный оборот при легком торможении, обеспечивающем непрерывное контактирование зубьев обоих зубчатых колес, то на зубьях ведомого колеса появятся следы прилегания зубьев (рис. 2.13). Часть активной боковой поверхности зуба колеса передачи, на которой располагаются следы, называется мгновенным пятном контакта и характеризует контакт зубьев в передаче. П р и м е ч а н и е. Относительные размеры пятна контакта определяются в процентах (см. рис. 2.13): ac 100% b по длине зуба по формуле ;

hm 100% по высоте по формуле hp, где a - длина следа;

c - разрыв по длине следа;

hm - высота следа;

- высота активной боковой поверхности зуба. Чаще всего при изготовлении требуется определить точность отдельного колеса, а не передачи в целом, тем более, что сопрягаемое колесо возможно еще и не изготовлено. В этом случае вместо одного из колес на прибор (см. рис. 2.11) устанавливают измерительное колесо, т.е. колесо повышенной точности. Получают аналогичные графики (рис.2.14), которые в данном случае характеризуют точность контролируемого колеса, при этом погрешностями измерительного колеса пренебрегают. По аналогии с передачей получают: r наибольшую кинематическую погрешность колеса Fii ;

r местную кинематическую погрешность колеса fii. Точность контакта колеса определяют по пятну контакта его зубьев с зубьями измерительного зубчатого колеса.

j n max hp Рис. 2.14 Не всегда удается выполнять измерения колес на установках, аналогичных рассмотренной, (например из-за отсутствия измерительных колес) или возникает необходимость измерить параметры колеса, не снимая его со станка. Поэтому стандартом предусмотрены иные показатели, которые характеризуют точность колеса и в то же время позволяют осуществлять контроль менее сложными и более доступными средствами измерения. Схема построения системы допусков и посадок цилиндрических зубчатых передач с перечислением нормируемых показателей приведена в сокращении на рис. 2.15. Как было показано ранее, система допусков и посадок зубчатых колес, исходя из требований эксплуатации передач, устанавливает следующие нормы точности: •• кинематическую норму точности зубчатых колес и передач;

•• норму плавности работы зубчатых колес и передач;

•• норму контакта зубьев зубчатых колес и передач. Каждая норма имеет 12 степеней точности. Для самых высоких степеней точности (1 и 2) допуски и отклонения не регламентированы, так как эти степени предусмотрены для будущего развития. Указанные три вида норм точности могут как в зубчатом колесе, так и в передаче взаимно комбинироваться и назначаться из разных степеней точности. В силу того, что ряд показателей точности, относящихся к различным нормам, геометрически связаны, существует ограничение при комбинировании норм с разными степенями точности.

Рис. 2. При комбинировании норм разной степени точности, нормы плавности работы зубчатых колес и передач могут быть не более чем на две степени точнее или на одну степень грубее норм кинематической точности;

нормы контакта зубьев могут назначаться по любым степеням более точным, чем нормы плавности, или на одну степень грубее норм плавности. Для устранения возможности заклинивания передачи при нагреве и обеспечения нормальных условий j смазки передачи должны иметь гарантированный боковой зазор n min. Установлено шесть видов сопряжений зубчатых колес в передаче A, B, C, D, E, H и восемь видов T допуска jn на боковой зазор x, y, z, a, b, c, d, h. Обозначения даны в порядке убывания величины бокового зазора и допуска на него (рис. 2.16). Соответствие между видом сопряжения зубчатых колес в передаче и видом допуска на боковой зазор допускается изменять, при этом также могут быть использованы виды допусков x, y, z.

Гарантированный боковой зазор делится между сопрягаемыми зубчатыми колесами. Боковой зазор обеспечивается путем радиального смещения исходного контура от его номинального положения в тело колеса. При этом смещение исходного контура у зубчатых колес дополнительно увеличивается с целью компенсации погрешности изготовления и монтажа колес.

Рис. 2. Термины, обозначения и определения по ГОСТ 1643- Показатели кинематической точности зубчатых колес и передач 1. Наибольшая кинематическая погрешность передачи Fior. Наибольшая алгебраическая разность значений кинематической погрешности передачи за полный цикл измерения относительного положения зубчатых колес (см. рис.2.11 и рис. 2.12). Выражается в линейных величинах длиной дуги делительной окружности ведомого зубчатого колеса. Допуск на кинематическую погрешность передачи Fio. 2. Наибольшая кинематическая погрешность зубчатого колеса Fir. Наибольшая алгебраическая разность значений кинематической погрешности зубчатого колеса при его полном повороте на рабочей оси, ведомого измерительным зубчатым колесом при номинальном взаимном положении осей вращения этих колес в пределах его полного оборота (см. рис. 2.14). Выражается в линейных величинах длиной дуги делительной окружности. П р и м е ч а н и е. Под рабочей осью зубчатого колеса понимается ось, вокруг которой оно вращается в передаче. Допуск на кинематическую погрешность зубчатого колеса Fi.

r 3. Колебание измерительного межосевого расстояния за оборот зубчатого колеса Fii. Разность между наибольшим и наименьшим действительными межосевыми расстояниями при двухпрофильном зацеплении измерительного зубчатого колеса с контролируемым зубчатым колесом при повороте последнего на полный оборот (рис. 2.17). Допуск на колебание измерительного межосевого расстояния за оборот зубчатого колеса Fi.

4. Погрешность обката Fcr. Составляющая кинематической погрешности зубчатого колеса, определяемая при вращении его на технологической оси и при исключении циклических погрешностей зубцовой частоты и кратных ей более высоких частот. П р и м е ч а н и е. Под технологической осью зубчатого колеса понимается ось, вокруг которой оно вращается в процессе окончательной обработки зубьев по обеим их сторонам.

Рис. 2.17 Допуск на погрешность обката Fc. 5. Радиальное биение зубчатого венца Frr. Разность действительных предельных положений исходного контура в пределах зубчатого колеса (от его рабочей оси) см. рис 2.18. Допуск на радиальное биение зубчатого венца Fr.

Рис. 2.18 6. Колебание длины общей нормали FvWr. Разность между наибольшей и наименьшей действительными длинами общей нормали в одном и том же зубчатом колесе (рис 2.19). П р и м е ч а н и е. Под действительной длиной общей нормали понимается расстояние между двумя параллельными плоскостями, касательными к двум разноименным активным боковым поверхностям зубьев зубчатого колеса.

Рис. 2. Допуск на колебание длины общей нормали FvW. 7. Накопленная погрешность k шагов FPkr. Наибольшая разность дискретных значений кинематической погрешности зубчатого колеса при номинальном его повороте на k целых угловых шагов (рис. 2.20).

2 FPkr = r k r z, где r - действительный угол поворота зубчатого колеса;

z - число зубьев зубчатого колеса;

k - число целых угловых шагов, k 2 ;

r - радиус делительной окружности зубчатого колеса. Допуск на накопленную погрешность k шагов FPk.

8. Накопленная погрешность шага зубчатого колеса FPr. Наибольшая алгебраическая разность значений накопленных погрешностей в пределах зубчатого колеса (см. рис 2.20). Допуск на накопленную погрешность шага зубчатого колеса FP.

Рис 2.20 Показатели плавности работы зубчатых колес и передач 9. Местная кинематическая погрешность передачи fior. Наибольшая разность между местными соседними экстремальными значениями кинематической погрешности передачи за полный цикл измерения относительного положения зубчатых колес передачи (см. рис 2.11 и рис. 2.12). Допуск на местную кинематическую погрешность передачи fio.

10. Циклическая погрешность передачи fzkor. Удвоенная амплитуда k-й гармонической составляющей кинематической погрешности передачи. Допуск на циклическую погрешность передачи fzko. 11. Циклическая погрешность зубцовой частоты в передаче fzzor. Циклическая погрешность передачи с частотой повторений, равной частоте входа зубьев в зацепление. Допуск на циклическую погрешность зубцовой частоты в передаче fzzo.

12. Местная кинематическая погрешность зубчатого колеса fir. Наибольшая разность между местными соседними экстремальными значениями кинематической погрешности зубчатого колеса в пределах его оборота (см. рис 2.14). Допуск на местную кинематическую погрешность зубчатого колеса fi.

13. Колебание измерительного межосевого расстояния на одном зубе fir. Разность между наибольшим и наименьшим действительными межосевыми расстояниями при двухпрофильном зацеплении измерительного зубчатого колеса с контролируемым зубчатым колесом при повороте последнего на один угловой шаг (см. рис. 2.17). Допуск на колебание измерительного межосевого расстояния на одном зубе fi.

14. Циклическая погрешность зубчатого колеса fzkr. Удвоенная амплитуда k-й гармонической составляющей кинематической погрешности зубчатого колеса. Допуск на циклическую погрешность зубчатого колеса fzk. 15. Циклическая погрешность зубцовой частоты зубчатого колеса fzzr. Циклическая погрешность зубчатого колеса при зацеплении с измерительным зубчатым колесом с частотой повторений, равной частоте входа зубьев в зацепление. Допуск на циклическую погрешность зубцовой частоты зубчатого колеса fzz. 16. Отклонение шага fPtr. Дискретное значение кинематической погрешности зубчатого колеса при его повороте на один номинальный угловой шаг (см. рис. 2.20). Предельные отклонения шага: верхнее +fPt, нижнее fPt. 17. Отклонение шага зацепления fPbr. Разность между действительным и номинальным шагами зацепления. П р и м е ч а н и е. Под действительным шагом зацепления понимается кратчайшее расстояние между двумя параллельными плоскостями, касательными к двум одноименным активным боковым поверхностям соседних зубьев зубчатого колеса (рис. 2.21). Предельные отклонения шага: верхнее + fPb, нижнее fPb. 18. Погрешность профиля зуба ffir. Расстояние по нормали между двумя ближайшими друг к другу номинальными торцовыми профилями зуба, между которыми размещается действительный торцовый активный профиль зуба зубчатого колеса (рис.2.22). Допуск на погрешность профиля зуба ff.

Рис. 2. Рис. 2. Показатели контакта зубьев 19. Мгновенное пятно контакта. Часть активной боковой поверхности зуба колеса передачи, на которой располагаются следы его прилегания к зубьям шестерни, покрытым красителем, после поворота колеса собранной передачи на полный оборот при легком торможении, обеспечивающем непрерывное контактирование зубьев обоих зубчатых колес. 20. Суммарное пятно контакта. Часть активной боковой поверхности зуба зубчатого колеса, на которой располагаются следы прилегания зубьев парного зубчатого колеса в собранной передаче после вращения под нагрузкой, устанавливаемой конструктором (см. рис. 2.13). 21. Отклонение от параллельности осей f xr. Отклонение от параллельности проекций рабочих осей зубчатых колес в передаче на плоскость, в которой лежит одна из осей и точка второй оси в средней плоскости передачи. Определяется в торцовой плоскости в линейных единицах на длине, равной рабочей ширине зубчатого венца или ширине полушеврона см. рис. 5.15. П р и м е ч а н и е. Под средней плоскостью передачи понимается плоскость, проходящая через середину рабочей ширины зубчатого венца или для шевронной передачи через середину расстояния между внешними торцами, ограничивающими рабочую ширину полушеврона. Допуск параллельности осей f x.

f 22. Перекос осей yr. Отклонение от параллельности проекции рабочих осей зубчатых колес в передаче на плоскость, параллельную одной из осей и перпендикулярную плоскости, в которой лежит эта ось, и точка пересечения второй оси со средней плоскостью передачи. Определяется в торцовой плоскости в линейных единицах на длине, равной рабочей ширине зубчатого венца или ширине полушеврона (см. рис. 5.15). f Допуск на перекос осей y. 23. Мгновенное пятно контакта. 24. Суммарное пятно контакта. Допускается оценивать точность зубчатого колеса по мгновенному или суммарному пятну контакта его зубьев с зубьями измерительного зубчатого колеса. Определение см. п. 19 и п. 20. F 25. Погрешность направления зуба r. Расстояние между двумя ближайшими друг к другу номинальными делительными линиями зуба в торцовом сечении, между которыми размещается действительная делительная линия зуба, соответствующая рабочей ширине зубчатого венца или полушеврона (рис. 2.23).

.

Рис. 2. П р и м е ч а н и е. Под действительной делительной линией зуба понимается линия пересечения действительной боковой поверхности зуба зубчатого колеса делительным цилиндром, ось которого совпадает с рабочей осью. F Допуск на направление зуба. 26. Отклонение осевых шагов по нормали FPxnr. Разность между действительным осевым расстоянием зубьев и суммой соответствующего числа номинальных осевых шагов, умноженная на синус угла наклона делительной линии зуба. П р и м е ч а н и е. Под действительным осевым расстоянием зубьев понимается расстояние между одноименными линиями зубьев косозубого зубчатого колеса по прямой, параллельной рабочей оси. Предельные отклонения осевых шагов по нормали: верхнее + FPxn, нижнее FPxn.

Показатели бокового зазора 27. Отклонение межосевого расстояния far. Разность между действительным и номинальным межосевыми расстояниями в средней торцовой плоскости передачи. Предельные отклонения межосевого расстояния: верхнее + fa, нижнее fa.

j 28. Гарантированный боковой зазор n min. Наименьший предписанный боковой зазор (см. рис. 2.16). T Допуск на боковой зазор jn. 29. Предельные отклонения измерительного межосевого расстояния. Разность между допускаемым наибольшим или соответственно наименьшим измерительным и номинальным межосевыми расстояниями (рис 2.24).

Рис. 2.24 П р и м е ч а н и е. Под номинальным измерительным межосевым расстоянием понимается межосевое расстояние при двухпрофильном зацеплении измерительного зубчатого контролируемым зубчатым колесом, имеющим наименьшее дополнительное смещение контура. Предельные отклонения измерительного межосевого расстояния для колес с зацеплением: верхнее расчетное колеса с исходного внешним +E a s, нижнее E a i. E +E a s, нижнее a i Для зубчатых колес с внутренним зацеплением: верхнее 30. Отклонение средней длины общей нормали EWmr. Разность значений средней длины общей нормали по зубчатому колесу и номинальной длины общей нормали. П р и м е ч а н и я. Средняя длина общей нормали W mr - это средняя арифметическая из всех действительных длин общей нормали по зубчатому колесу (рис. 2.25).

Рис. 2. Номинальная длина общей нормали W - это расчетная длина общей нормали, соответствующая номинальному положению исходного контура. Расчет длины общей нормали см. раздел 2.6.1. Под номинальным положением исходного контура понимается положение исходного контура на зубчатом колесе, лишенном погрешностей, при котором расстояние от рабочей оси вращения до делительной прямой равно:

H= mn z + x mn 2 cos где x mn - номинальное смещение исходного контура, не предусматривающее бокового зазора. Наименьшее отклонение средней длины общей нормали: для зубчатых колес с внешними зубьями EWms, для зубчатых колес с внутренними зубьями +EWmi. П р и м е ч а н и е. Наименьшее предписанное отклонение средней длины общей нормали необходимо для обеспечения в передаче гарантированного бокового зазора. Допуск на среднюю длину общей нормали TWm. 31. Дополнительное смещение исходного контура E Hr. Дополнительное смещение исходного контура от его номинального положения в тело зубчатого колеса, осуществляемое с целью обеспечения в передаче гарантированного бокового зазора (рис. 2.26).

Рис. 2.26 Наименьшее дополнительное смещение исходного контура: для зубчатого колеса с внешними зубьями EHs ;

для зубчатого колеса с внутренними зубьями +EHi. Допуск на дополнительное смещение исходного контура TH. 32. Отклонение толщины зуба Ecr. Разность между действительной и номинальной толщинами зуба по постоянной хорде. П р и м е ч а н и е. Под номинальной толщиной зуба (по постоянной хорде) S c понимается толщина зуба по постоянной хорде, отнесенная к нормальному сечению, соответствующая номинальному положению исходного контура. Наименьшее отклонение толщины зуба Ecs. Наименьшее предписанное уменьшение постоянной хорды, осуществляемое с целью обеспечения в передаче гарантированного бокового зазора. Допуск на толщину зуба Tc.

4. ДОПУСКИ ФОРМЫ И РАСПОЛОЖЕНИЯ ПОВЕРХНОСТЕЙ. ШЕРОХОВАТОСТЬ ПОВЕРХНОСТИ 3.1 Допуски формы и расположения поверхностей Допуски формы и расположения поверхностей регламентируются следующими стандартами. ГОСТ 24642-81. Допуски формы и расположения поверхностей. Основные термины и определе-ния. ГОСТ 24643-81. Числовые значения отклонений формы и взаимного положения. ГОСТ 25069-81. Неуказанные допуски формы и расположения поверхностей. ГОСТ 2.308-79*. Указание на чертежах допусков формы и расположения поверхностей 3.1.1 Влияние отклонений формы и расположения поверхностей на качество изделий 3.1.2 Геометрические параметры деталей. Основные понятия При анализе точности геометрических параметров деталей оперируют следующими понятиями (рис. 3.1). Номинальная поверхность - идеальная поверхность, размеры и форма которой соответствуют заданным номинальным размерам и номинальной форме. Реальная поверхность - поверхность, ограничивающая деталь и отделяющая ее от окружающей среды. Профиль - линия пересечения поверхности с плоскостью или с заданной поверхностью (существуют понятия реального и номинального профилей, аналогичные понятиям номинальной и реальной поверхностей). Нормируемый участок L - участок поверхности или линии, к которому относится допуск формы, допуск расположения или соответствующее отклонение. Если нормируемый участок не задан, то допуск или отклонение относится ко всей рассматриваемой поверхности или длине рассматриваемого элемента. Если расположение нормируемого участка не задано, то он может занимать любое расположение в пределах всего элемента.

Реальная поверхность Отклонение от цилиндричности EFZ Базовая ось Базовый цилиндр Отклонение от соосности EPC Прилегающий цилиндр Номинальный цилиндр Рис. 3. Прилегающая поверхность - поверхность, имеющая форму номинальной поверхности, соприкасающаяся с реальной поверхностью и расположенная вне материала детали так, чтобы отклонение от нее наиболее удаленной точки реальной поверхности в пределах нормируемого участка имело минимальное значение. Прилегающая поверхность применяется в качестве базовой при определении отклонений формы и расположения. Вместо прилегающего элемента для оценки отклонений формы или расположения допускается использовать в качестве базового элемента средний элемент, имеющий номинальную форму и проведенный методом наименьших квадратов по отношению к реальному. База - элемент детали или сочетание элементов, по отношению к которым задается допуск расположения рассматриваемого элемента, а также определяются соответствующие отклонения.

3.1.3 Отклонения и допуски формы 3.1.4 Отклонения и допуски расположения поверхностей 3.1.5 Суммарные допуски и отклонения формы и расположения поверхностей 3.1.6 Зависимые и независимые допуски Допуски расположения или формы могут быть зависимыми или независимыми. Зависимый допуск — это допуск расположения или формы, указываемый на чертеже в виде значения, которое допускается превышать на величину, зависящую от отклонения действительного размера рассматриваемого элемента от максимума материала. Зависимый допуск - переменный допуск, его минимальное значение указывается в чертеже и допускается превышать за счет изменения размеров рассматриваемых элементов, но так, чтобы их линейные размеры не выходили за пределы предписанных допусков. Зависимые допуски расположения, как правило, назначают в тех случаях, когда необходимо обеспечить собираемость деталей, сопрягающихся одновременно по нескольким поверхностям. В отдельных случаях при зависимых допусках имеется возможность перевести деталь из брака в годные путем дополнительной обработки, например, развертыванием отверстий. Как правило, зависимые допуски рекомендуется назначать для тех элементов деталей, к которым предъявляются только требования собираемости.

Зависимые допуски обычно контролируют комплексными калибрами, которые являются прототипами сопрягаемых деталей. Эти калибры только проходные, они гарантируют беспригоночную сборку изделий.

Пример назначения зависимого допуска приведен на рис. 3.2. Буква “М” показывает, что допуск зависимый, а способ указания - что значение допуска соосности можно превышать за счет изменения размеров обоих отверстий.

Предельное отклонение от соосности, указанное на чертеже EPCmin = 0.005 22 0.01 22 + 0.033 А 0.5Т1 = 0.0165 0. Наибольшее предельное отклонение от соосности EPC max = 0.0325 22.033 0.0215 Реальная ось отверстия 1 Реальная ось отверстия 10 + 0.022 0.01 М А М 0.5Т2 = 0. 0.011 0.022 10. а) б) в) Рис. 3.2 Из рисунка видно, что при выполнении отверстий с минимальными размерами предельное отклонение от соосности может быть не более EPCmin = 0.005 (см. рис. 3.2, б). При выполнении отверстий с максимально допустимыми размерами значение предельного отклонения соосности может быть увеличено (см. рис. 3.2, в). Наибольшее предельное отклонение рассчитывается по формуле:

ЕРСmax = EPCmin + 0.5 (T1 + T2 );

EPCmax = 0.005 + 0.5 ( 0.033 + 0.022 ) = 0.0325 мм Для зависимых допусков возможно назначение в чертежах их нулевых значений. Такой способ указания допусков означает, что отклонения допустимы только за счет использования части допуска на размер элементов.

Независимый допуск - это допуск расположения или формы, числовое значение которого постоянно для всей совокупности деталей и не зависит от действительных размеров рассматриваемых поверхностей.

3.1.7 Указание допусков формы и расположения поверхностей на чертежах 1. Допуски формы и расположения поверхностей указывают на чертежах условными обозначениями. Указание допусков формы и расположения текстом в технических требованиях допустимо лишь в тех случаях, когда отсутствует знак вида допуска. 2. При условном обозначении данные о допусках формы и расположения поверхностей указывают в прямоугольной рамке, разделенной на части: в первой части – знак допуска;

во второй части – числовое значение допуска, а при необходимости и длину нормируемого участка;

в третьей и последующих частях – буквенное обозначение баз (см. табл. 3.5 и 3.7). 3. Форма и размеры знаков, рамки, изображение баз приведены на рис. 3.3.

0,7h 60 30 90 М 1,6h 1,6h 1,6h 1,6h h 1,6h 2h 2h h 1,6h М 0,7h 1,6h 1,6h 1,6h h 0,1 М А А 2h h Рис. 3. 4. Рамку рекомендуется выполнять в горизонтальном положении. Пересекать рамку допуска какими-либо линиями не допускается. 5. Если допуск относится к оси или к плоскости симметрии, то соединительная линия должна быть продолжением размерной линии (рис. 3.4, а). Если же отклонение или база относятся к поверхности, то соединительная линия не должна совпадать с размерной (см. рис. 3.4, б, в).

А А а) б) в) Рис. 3.4 6. Если размер элемента уже указан, размерная линия должна быть без размера, и ее рассматривают как составную часть условного обозначения допуска. 7. Числовое значение допуска действительно для всей поверхности или длины элемента, если не задан нормируемый участок. 8. Если для одного элемента необходимо задать два разных вида допуска, то рамки допуска можно объединять и располагать их так, как показано на рис. 3.5. 9. Базы обозначают зачерненным треугольником, который соединяют при помощи соединительной линии с рамкой допуска или рамкой, в которой указывают буквенное обозначение базы (см. рис. 3.5). 10. Если нет необходимости выделять как базу ни одну из поверхностей, то треугольник заменяют стрелкой (см. рис. 3.4, в).

11. Линейные и угловые размеры, определяющие номинальное расположение элементов, ограничиваемых допуском расположения, указывают на чертежах в прямоугольных рамках (см. табл. 3.5, 3.7).

12. Если допуск расположения или формы не указан как Г зависимый, то его считают независимым. Зависимые допуски обозначают так, как указано на рис. 3.6. Знак “М” помещают: после числового значения допуска, если зависимый допуск связан с действительными размерами рассматриваемого элемента см. рис. 3.6,а);

после буквенного обозначения базы (см. рис. 3.6, б) или без буквенного обозначения в третьей части рамки (см. рис. 3.6, в), если зависимый допуск связан с действительными размерами базового элемента;

Рис. 3. после числового значения допуска и буквенного обозначения базы (см. рис. 3.6, г) или без буквенного обозначения (см. рис. 3.6, д), если зависимый допуск связан с действительными размерами рассматриваемого и базового элементов.

0.02 М А а) 0.02 А М б) 0.02 М в) 0.02 М А М г) 0.02 М М д) Рис 3. 3.2 Допуски формы и расположения поверхностей деталей под подшипники качения В настоящее время подшипники качения являются основным видом опор в машинах. В этой связи особое значение приобретает оптимальный выбор допусков расположения поверхностей, предназначенных для установки подшипников качения. Взаимный перекос внутреннего и наружного колец подшипников вызывает появление дополнительного сопротивления вращению вала. Чем больше этот перекос, тем больше потери энергии и меньше срок службы подшипников. Суммарный угол взаимного перекоса колец подшипника (рис. 3.7) в общем случае состоит из ряда углов, вызванных отклонениями расположения базовых элементов деталей:

= 1 + 2 + 3 + 4 + где, качения, 3325-85, – суммарный допустимый угол взаимного рекомендуемые значения приведены в табл. 3.8 ;

перекоса колец подшипников угла, установленные ГОСТ 1 – угол, вызванный отклонением от соосности посадочной поверхности вала относительно общей оси (рис. 3.8, а);

2 – угол, вызванный отклонением от перпендикулярности базового торца вала или деталей, установленных на нем, относительно общей оси посадочных поверхностей вала (см. рис. 3.8, б);

допустимые значения угла и соответствующие ему торцовые биения, установленные ГОСТ 3325-85, приведены в табл. 3.9;

3 – угол прогиба линии вала под действием нагрузки (см. рис.3.8, в);

значение угла рассчитывается по соответствующим формулам;

4 – угол, вызванный отклонением от соосности посадочной поверхности отверстия относительно общей оси отверстий (см. рис.3.8, г);

5 – угол, вызванный отклонением от перпендикулярности базового торца корпуса относительно общей оси (см. рис. 3.8, д);

допускаемые значения угла и соответствующие ему торцовые биения, установленные ГОСТ 3325-85, приведены в табл. 3.10.

Рис. 3. Таблица 3.8 Тип подшипника Радиальные однорядные шариковые Радиально-упорные шариковые Радиальные с цилиндрическими роликами с модифицированным контактом Радиально-упорные конические с модифицированным контактом на наружном кольце Радиально-упорные конические с небольшим модифицированным контактом Допускаемый угол перекоса 8 6 6 8 0. l Общая ось Р l а) l 0.5 l Общ ось ая б) в) г) д) Рис. 3.8 В общем случае синтез погрешностей должен проводиться, безусловно, с учетом вероятности возникновения причин, вызывающих перекосы у колец подшипника качения. Но сложение всех углов вероятностным методом не оправдано, так как при вращении вала перекос внутреннего кольца подшипника в результате отклонения от соосности шеек вала в каждый момент времени может как складываться с остальными погрешностями, так и вычитаться. Поэтому в учебных целях будем рассматривать самые неблагоприятные расположения погрешностей, когда суммарный угол перекоса равен сумме составляющих погрешностей. Зная допустимый суммарный перекос и ряд составляющих его частей, можно найти долю перекоса, приходящуюся на отклонения, например, от соосности поверхностей вала 1 и корпуса 4 : [ ( 2 + 3 + 5 )] 1 = 4 = 2. Между углами перекоса колец подшипника и соответствующими предельными отклонениями у деталей существует определенная зависимость. Например, отклонения от соосности рассчитывают на основании геометрических построений: 1 0.5 l 1, мм ;

для вала (см. рис. 3.8, а) для отверстий в корпусе (см. рис. 3.8, г) 4 0.5 l 4, мм, где 1 и 4 – углы, вызванные отклонением от соосности, рад;

l – длины посадочных поверхностей, мм. Связь между торцовыми биениями и вызываемыми ими углами перекоса 2 и 5 более сложная, поэтому эти значения рассчитаны по рекомендациям [ 5, 8 ] (см. табл. 3.9 и 3.10). Таблица 3.9 Допуск торцового биения заплечика вала, не более Интервал номинальных диаметров валов d, мм Класс точности подшипника 0 Биение, мкм Свыше 18 до 30 Свыше 30 до 50 Свыше 50 до 80 Свыше 80 до 120 21 25 30 35 0,75 Угол 2 1,50 6 Биение, мкм 13 16 19 22 0,40 Угол 2 1, Таблица 3.10 Допуск торцового биения заплечика корпуса, не более Интервал номинальных диаметров отверстий в корпусах D, мм Класс точности подшипника 0 Биение, мкм Свыше 30 до 50 Свыше 50 до 80 Свыше 80 до 120 Свыше 120 до 180 Свыше 180 до 250 39 46 54 63 72 1,50 1,10 0,90 0,85 Угол 5 6 Биение, мкм 25 30 35 40 46 1,10 0,50 0,45 0,40 Угол Рассмотрим подробнее причины, вызывающие появление углов перекоса 2 и 5. Для определения допусков взаимного расположения, влияющих на эти параметры, необходимо рассмотреть различные крепления подшипников в корпусе и на валу. При анализе разного вида креплений подшипников на валу можно выделить три наиболее характерные схемы. С х е м а 1 (рис. 3.9, а). На точность положения внутреннего кольца подшипника влияет только торцовое биение заплечиков вала, следовательно, допуск на отклонение берется непосредственно из табл. 3.9. С х е м а 2 (см. рис. 3.9, б). На точность положения кольца подшипника влияют отклонения от параллельности торцов втулки и торцовое биение заплечиков вала. В этом случае табличное значение делится на две части, одна из которых относится к отклонению от параллельности торцов втулки, а другая - к торцовому биению заплечиков вала. С х е м а 3 (см. рис. 3.9, в). Зубчатое колесо сопрягается с валом по одной из посадок с натягом и l / d 0.8. В этом случае основной базой является цилиндрическая посадочная поверхность колеса, а перекос подшипника вызывается отклонением от параллельности торцов втулки и биением торца колеса относительно оси посадочного отверстия.

1 АБ 1 АБ Общая ось валов АБ l l/ d> 0.8 3 d-H 7/ p 1 = а) 1 = 2 = / б) Рис. 3. 2 = 3 = / в) Если l / d < 0.8 или зубчатое колесо сопрягается с валом по переходной посадке, на положение кольца подшипника будут влиять отклонения от параллельности торцов втулки и колеса, а также торцовое биение заплечиков вала. Отклонения каждой из деталей будут составлять одну треть табличной величины. При креплении подшипника в корпусе наиболее характерными с точки зрения влияния на точность его позиционирования являются три схемы. С х е м а 1 (рис. 3.10, а). На точность положения наружного кольца подшипника влияет только отклонение от перпендикулярности заплечиков корпуса. Допуск на торцовое биение берется из табл. 3.10.

Общая ось отверстий в корпусе 3 2 1 1 2 1 = а) 1 = 2 = / б) Рис. 3. 1 = 2 = 3 = / в) С х е м а 2 (см. рис. 3.10, б). На точность положения кольца подшипника влияют отклонения от параллельности торцов крышки и от перпендикулярности платиков корпуса. В этом случае допуск расположения каждой из двух деталей будет составлять половину табличного.

С х е м а 3 (см. рис. 3.10, в). На точность положения кольца влияют отклонения трех деталей: крышки, стакана и корпуса. Допуски параллельности торцов крышки и станка, а также перпендикулярности платика корпуса относительно общей оси будут составлять по одной трети табличного значения. На качестве работы подшипников сказываются отклонения формы дорожек качения колец, которые копируют неровности посадочных поверхностей вала и корпуса. С целью ограничения этого влияния стандартом устанавливаются жесткие требования к цилиндричности посадочных поверхностей вала и корпуса. Для подшипников классов точности 0 и 6 допуск круглости и допуск профиля продольного сечения не должен превышать IT/4, где IT - допуск размера посадочной поверхности вала или отверстия.

3.3 Допуски формы и расположения у подшипников скольжения Качество работы подшипников скольжения в значительной мере зависит от точности выполнения геометрических параметров втулки и вала. Суммарный перекос, возникающий при монтаже и во время работы подшипника, может привести к высоким удельным нагрузкам на его кромках, что нарушает режим гидродинамической смазки, возникают перегрев и повреждение трущихся поверхностей.

Рис. 3. В общем случае для несамоустанавливающихся подшипников суммарный перекос не должен превышать минимального зазора сопряжении Smin [ 6 ] (рис. 3.11):

Smin 1 + 2 + 3 + 4 + 5 мкм, где 1 – отклонение от соосности относительно общей оси посадочных поверхностей вала (рис. 3.12, а);

2 – отклонение, вызванное деформацией упругой линии вала под действием нагрузки (см. рис. 3.12,.б);

3 – отклонение от соосности относительно общей оси посадочных поверхностей корпуса (см. рис. 3.12, в);

4 – отклонение от соосности отверстия втулки подшипника относительно оси наружной посадочной поверхности. На рисунке 3.12, г показан наиболее неблагоприятный вид отклонения.

0.5 l Общая ось Р l а) l б) Ось наружной посадочной поверхности 0.5 l Общая ось в) г) Рис. 3. Величину того или иного допускаемого отклонения при назначении требований детали рекомендуется выбирать:

1 = 2 = 3 = 4 = ( Smin 5 ) / 4, мкм.

В большинстве справочников по конструированию подшипников скольжения отклонения формы у подшипников обычных конструкций, как правило, не регламентируется. Тем не менее, в специальной литературе экспериментально доказывается, что погрешность формы в поперечном сечении должна быть не более 6…4 мкм, а в продольном сечении - не более 8…6 мкм.

3.4 Шероховатость поверхности Шероховатость поверхности регламентируется следующими стандартами: ГОСТ 25142-82. Шероховатость поверхности. Термины и определения;

ГОСТ 2789-73*. Шероховатость поверхности. Параметры и характеристики;

ГОСТ 2.309-73*. Обозначение шероховатости поверхностей. 3.4.1 Шероховатость поверхности и ее влияние на работу деталей машин В процессе формообразования деталей на их поверхности появляется шероховатость – ряд чередующихся выступов и впадин сравнительно малых размеров. Шероховатость может быть следом от резца или другого режущего инструмента, копией неровностей форм или штампов, может возникать вследствие вибраций, возникающих при резании, а также в результате действия других факторов. Влияние шероховатости на работу деталей машин многообразно: •• шероховатость поверхности может нарушать характер сопряжения деталей за счет смятия или интенсивного износа выступов профиля;

•• в стыковых соединениях из-за значительной шероховатости снижается жесткость стыков;

•• шероховатость поверхности валов разрушает контактирующие с ними различного рода уплотнения;

•• неровности, являясь концентраторами напряжений, снижают усталостную прочность деталей;

•• шероховатость влияет на герметичность соединений, на качество гальванических и лакокрасочных покрытий;

•• шероховатость влияет на точность измерения деталей;

•• коррозия металла возникает и распространяется быстрее на грубо обработанных поверхностях и т.п.

3.4.2 Параметры шероховатости поверхности Шероховатость поверхности оценивается по неровностям профиля (рис. 3.13), получаемого путем сечения реальной поверхности плоскостью. Для отделения шероховатости поверхности от других неровностей с относительно большими шагами её рассматривают в пределах базовой длины l. Базой для отсчета отклонений профиля является средняя линия профиля m-m – линия, имеющая форму номинального профиля и проведенная так, что в пределах базовой длины среднее квадратичное отклонение профиля до этой линии минимально. ГОСТ 2789-73* установлены следующие параметры шероховатости (см. рис. 3.13). 1. Среднее арифметическое отклонение профиля Ra – это среднее арифметическое из абсолютных значений отклонений профиля в пределах базовой длины:

Rа = 1 l l y ( x ) dx, где l – базовая длина;

y – отклонение профиля (расстояние между любой точкой профиля и базовой линией mm). При дискретном способе обработки профилограммы параметр Ra рассчитывают по формуле:

Rа = 1 n n i = yi, где y i – измеренные отклонения профиля в дискретных точках;

l Si y yp1 m yv 1 Smi Л иния выступов yp5 Rmax Л иния впадин p n – число измеренных дискретных отклонений на базовой длине.

Рис. 3. 2. Высота неровностей профиля по десяти точкам Rz - сумма средних абсолютных значений высот пяти наибольших выступов профиля и глубин пяти наибольших впадин профиля в пределах базовой длины.

Rz = i = y pi + i = y vi, где y pi – высота i-го наибольшего выступа профиля;

y vi – глубина i-й наибольшей впадины профиля.

3. Наибольшая высота неровностей профиля R max – расстояние между линией выступов профиля и линией впадин профиля в пределах базовой длины (см. рис. 3.13). 4. Средний шаг неровностей профиля Sm – среднее значение шага неровностей профиля в пределах базовой длины (см. рис. 3.13). 5. Средний шаг местных выступов S – среднее значение шагов местных выступов профиля, находящихся в пределах базовой длины (см. рис. 3.13). 6. Относительная опорная длина профиля t p – отношение опорной длины профиля к базовой длине:

yv bi m tp = n l i = n bi, где i =1 – опорная длина профиля (сумма длин отрезков, отсекаемых на заданном уровне p в материале профиля линией, эквидистантной средней линии в пределах базовой длины). Кроме перечисленных шести количественных параметров стандартом установлены два качественных параметра.

bi 1. Вид обработки. Указывается в том случае, когда шероховатость поверхности следует получить только определенным способом.

2. Тип направлений неровностей. Выбирается из табл. 3.11. Указывается только в ответственных случаях, когда это необходимо по условиям работы детали или сопряжения.

3.4.3 Нормирование параметров шероховатости поверхности Выбор параметров шероховатости поверхности производится в соответствии с ее функциональным назначением. Основным во всех случаях является нормирование высотных параметров. Предпочтительно, в том числе и для самых грубых поверхностей, нормировать параметр Ra, который лучше отражает отклонения профиля, поскольку определяется по значительно большему числу точек, чем Rz. Параметр Rz нормируется в тех случаях, когда прямой контроль Ra с помощью профилометров невозможен (режущие кромки инструментов и т. п.). Числовые значения параметров Ra и Rz приведены в приложении. Следует применять в первую очередь предпочтительные значения.

В настоящее время существует несколько способов назначения шероховатости поверхности.

1. Имеются рекомендации [10] по выбору числовых значений для наиболее характерных видов сопряжений, часть которых приведена в табл. 3.12. Таблица 3.12 Характеристика поверхности Значение параметра Ra, мкм Посадочные поверхности подшипников скольжения Поверхности деталей в посадках с натягом Поверхности валов под уплотнения 0.4…0.8 0.8…1.6 0.2…0.4, полировать 2. Шероховатость устанавливается стандартами на детали и изделия, а также на поверхности, с которыми они сопрягаются, например, требования к шероховатости поверхностей под подшипники качения (табл. 3.13). 3. Когда отсутствуют рекомендации по назначению шероховатости поверхности, ограничения шероховатости могут быть связаны с допуском размера (IT), формы (ТF) или расположения (ТP). Большинство геометрических отклонений детали должно находиться в пределах поля допуска размера (рис. 3.14).

Таблица 3.13 Номинальный размер, мм Посадочная поверхность Значение параметра Ra, мкм, не более Класс точности подшипника 0 6и5 0.63 1.25 0.63 1.25 1.25 2.5 4 0.32 0.63 0.63 1.25 1.25 2. Валов До 80 Свыше 80 до 500 До 80 Свыше 80 до 500 До 80 Свыше 80 до 1.25 2.5 1.25 2.5 2.5 2. Отверстий корпусов Опорных торцов заплечиков валов и корпусов Rz Поэтому величину параметра рекомендуется назначать не более 0.33 от величины поля допуска на размер либо 0.5…0.4 от допуска расположения или формы. Если элемент детали имеет все три допуска, то следует брать допуск с наименьшей величиной.

Переход от параметра Rz к параметру Ra производится по соотношениям [ 7 ] :

Ra Ra 0.25· Rz 0.2· Rz при Rz 8 мкм;

при Rz < 8 мкм.

После определения параметр Ra округляют до ближайшего числа из ряда стандартных значений (см. приложение).

Рис. 3. Пример 1 На чертеже детали задан размер 42 k ( +0.018 + 0. ). Определить параметр шероховатости R a.

0.5IТ Rz ТF ТF Решение Допуск размера IT = 16 мкм. Параметр Rz = 0,33·IT = 0.33·16 = 5,3 мкм. Параметр Ra = 0.2· Rz = = 0.2·5.3 = 1.06 мкм. Для нанесения на чертеже детали принимаем Ra = 0.8 мкм.

Пример На чертеже детали заданы 36 k 6 + 0.002, допуск радиального биения ТР = 9 мкм и отклонение от цилиндричности ТF = 4 мкм. Определить параметр шероховатости Ra. Решение ( +0. ) Допуск размера IT = 13 мкм, поэтому параметр Rz = 0.5 ТF = 0.5·4 = 2 мкм. Параметр Ra = 0.2· Rz = 0.2·2 = 0.4 мкм. Для нанесения на чертеже детали принимаем Ra = 0.4 мкм.

3.4.4 Обозначение шероховатости поверхностей Шероховатость поверхности обозначают на чертеже для всех выполняемых по данному чертежу поверхностей изделия, независимо от методов их образования, кроме поверхностей, шероховатость которых не обусловлена требованиями конструкции. Структура обозначения шероховатости поверхности показана на рис. 3.15.

Рис. 3. Для обозначения на чертежах шероховатости поверхности применяют знаки, приведенные на рис. 3.16. Числовые значения параметров шероховатости указываются после соответствующего символа ( R z 20, R max 10 ), кроме значений параметра Ra, который проставляется без символа (см. рис 3.16).

Рис. 3. Обозначения шероховатости поверхности, в которых знак не имеет полки, располагают относительно основной надписи чертежа так, как показано на рис. 3.17.

При указании одинаковой шероховатости для части поверхностей изделия в правом верхнем углу чертежа помещают обозначение одинаковой шероховатости и знак шероховатости в скобках. Знак в скобках означает, что все поверхности, на которых на изображении не нанесены обозначения шероховатости, должны иметь шероховатость, указанную перед скобками.

Рис. 3. Рис. 3. Размеры и толщина линий знака в обозначении шероховатости, вынесенном в правый верхний угол чертежа, должны быть приблизительно в 1,5 раз больше, чем в обозначениях, нанесенных на изображении (рис. 3.18). Пример указания шероховатости поверхности приведен на рис. 3.19.

Рис. 3.19 При указании двух и более параметров шероховатости поверхности в обозначении шероховатости значения параметров записывают сверху вниз в следующем порядке: • • параметр высоты неровностей профиля, • • параметр шага неровностей профиля, • • относительная опорная длина профиля. В обозначении указано (см. рис. 3.19):

1. 1. Среднее арифметическое отклонение профиля Ra не более 0,1 мкм на базовой длине l = 0,25 мм (в обозначении длина не указана, так как соответствует значению, определенному стандартом для данной высоты неровностей). 2. Средний шаг неровностей профиля Sm должен находиться в пределах от 0,063 мм до 0,04 мм на базовой длине l = 0,8 мм. 3. Относительная опорная длина профиля на 50%-ном уровне сечения должна находиться в пределах 80 ± 10% на базовой длине l = 0,25 мм.

4 ПОСТРОЕНИЕ И РАСЧЕТ РАЗМЕРНЫХ ЦЕПЕЙ 4.1 Основные термины и определения Рассмотрим фрагмент конструкции (рис. 4.1).

А а) б) Рис. 4.1 в) Для свободного вращения зубчатого колеса на оси необходим зазор А. Величина А получается автоматически при сопряжении деталей, контуры которых выделены. Если размеры их выполнены неверно (см. рис. 4.1 б, в) либо зазора не будет вовсе, либо он будет слишком большой, что сделает невозможным нормальное функционирование узла. Установим те размеры деталей, которые при сборке автоматически создадут необходимый зазор А (рис. 4.2). Обозначив размеры деталей, которые влияют на зазор А, мы тем самым построим размерную цепь. Размерной цепью называется совокупность размеров, непосредственно участвующих в решении поставленной задачи и образующей замкнутый контур (ГОСТ 16319-80). По виду задач, в решении которых цепи участвуют, они делятся на конструкторские, технологические и измерительные. Конструкторские размерные цепи решают задачу по обеспечению точности при конструировании. Они устанавливают связь размеров детали в изделии. На рис. 4.3 А А2 А1 приведены примеры сборочных размерных цепей. А3 На рис. 4.3, а приведена элементарная сборочная размерная цепь, решающая задачу обеспечения точности сопряжения двух деталей. На рис 4.3, б тоже показана сборочная цепь, которая А = А 3 - А1 - А2 решает задачу обеспечения перпендикулярности поверхности 2 к оси 1, необходимой для базирования подшипника качения. Рис. 4.2 Технологические размерные цепи решают задачу по обеспечению точности при изготовлении машин. Они устанавливают связь размеров деталей на разных этапах технологического процесса. На рис. 4.4, а изображена деталь с размерами, которые следует выдержать при изготовлении. Последовательность получения размеров приведена на рис. 4.4, б, в, г. На основании предложенного маршрута обработки построена технологическая размерная цепь (см. рис 4.4, д). При обработке детали выдерживаются размеры С1, С2, С 3, а размер С получается автоматически.

Измерительные размерные цепи решают задачу обеспечения точности при измерении. Они устанавливают связь между звеньями, которые влияют на точность измерения. Размеры, образующие размерную цепь, называются звеньями. В зависимости от расположения звеньев, цепи делятся на плоские (звенья расположены в одной или параллельных плоскостях) и пространственные. В зависимости от вида звеньев различают линейные размерные цепи (звеньями являются линейные размеры, см. рис. 4.2, 4.3, а) и угловые (см. рис. 4.3, б). Звенья линейной размерной цепи обозначают какой-либо одной прописной буквой русского алфавита с соответствующим числовым индексом, звенья угловых цепей – строчной буквой греческого алфавита. Любая размерная цепь состоит из составляющих звеньев и одного замыкающего. Замыкающее звено ( А, Б, В и т.д.) – то звено, которое непосредственно не выдерживается, а получается в результате выполнения размеров составляющих звеньев. Составляющие звенья делятся на увеличивающие и уменьшающие. Увеличивающие звенья ( A j, Бj ) - те, с увеличением которых замыкающее звено увеличивается, а уменьшающие ( Аj, Бj ) те, с увеличением которых замыкающее звено уменьшается. При правильном определении увеличивающих и уменьшающих звеньев стрелки над буквами должны указывать движение в одном направлении по замкнутому контуру размерной цепи.

4.2 Принципы построения конструкторских размерных цепей Перед тем как построить размерную цепь, следует выявить замыкающее звено, которое, допустим, определяет нормальное функционирование механизма. Размер или предельное отклонение замыкающего звена назначают или рассчитывают исходя из условий работы и (или) требуемой точности. Например, размер и предельные отклонения А (см. рис. 4.2) принимаются такими, которые обеспечивали бы свободное вращение зубчатого колеса при минимальном возможном смещении его вдоль оси. Несовпадение вершины делительного конуса конической шестерни с осью вращения конического колеса (рис. 4.7, а, б) определяется степенью точности зубчатых колес, а его предельные значения находятся по соответствующему стандарту. В курсовом проекте замыкающее звено и допуск на него уже заданы. Надо только установить, между какими деталями стоит размер замыкающего звена, а затем связать эти детали цепью размеров. Например, на рис.4.5, б размер замыкающего звена Б стоит между осью и торцом зубчатого колеса;

на рис. 4.7, а А стоит между осью отверстия в корпусе и вершиной делительного конуса конического колеса и т.д.

Рассмотрим наиболее типичные варианты сборочных размерных цепей *. Первый вид размерных цепей приведен на рис. 4.5, второй – на рис. 4.6, третий – на рис. 4.7.

При построении размерных цепей следует руководствоваться их основными свойствами : • • цепь должна быть замкнута;

размер любого звена сборочной цепи должен относиться к элементам одной и той же детали;

исключением является замыкающее звено, которое всегда соединяет элементы разных деталей;

• • цепь должна быть проведена наикратчайшим способом, т.е. деталь своими элементами должна входить в размерную цепь только один раз.

4.3 Основные соотношения размерных цепей Размерная цепь всегда замкнута. На основании этого свойства существует зависимость, которая связывает номинальные размеры звеньев. Для плоских размерных цепей с номинальными звеньями она имеет следующий вид: (4.1) где n и p - число соответственно увеличивающих и уменьшающих звеньев в размерной цепи.Для определения зависимости, которая связывает допуски звеньев в размерной цепи, найдем вначале наибольшее значение замыкающего звена: (4.2) * Размерные цепи на рис. 4.5, в;

4.6, в;

4.7, в попытайтесь построить самостоятельно. Ответ дан в приложении, рис.П.8.1.

•• затем наименьшее значение:

Вычтем из :

Окончательно получим:

(4.2) где m - количество звеньев размерной цепи, включая замыкающее звено. Из формулы (4.2) следует, что разброс размеров замыкающего звена равен сумме разбросов размеров составляющих звеньев. Поэтому, чтобы обеспечить наибольшую точность замыкающего звена, размерная цепь должна состоять из возможно меньшего числа звеньев, т.е. необходимо при конструировании машин и проектировании технологических процессов соблюдать принцип наикратчайшей размерной цепи. Аналогичным образом находятся верхние отклонения замыкающего звена:

(4.3) нижнее отклонение:

(4.4) Координата середины поля допуска замыкающего звена рассчитывается следующим образом:

(4.5) Если известны размеры и поля допусков, составляющих звеньев размерной цепи, то по формулам (4.1), (4.2), (4.3), (4.4) и (4.5) можно определить все параметры замыкающего звена. 4.4 Расчет размерных цепей Обычно при конструировании возникает необходимость определить параметры составляющих звеньев размерной цепи при известном замыкающем звене. Решением данной задачи может быть большое количество вариантов сочетаний допусков и предельных отклонений составляющих звеньев, лишь бы они удовлетворяли основным соотношениям.

Обычно в прикидочных расчетах пользуются способом равных допусков, т.е.:

T1 = T2 = KTm 1 = T m При большой разнице в номинальных размерах составляющих звеньев такой способ является некорректным, так как к большим звеньям будут предъявляться более жесткие требования по точности. Смысл корректного расчета размерной цепи заключается в том, чтобы допуски на составляющие звеньев размерной цепи были бы одного или двух ближайших квалитетов. Известно, что допуск есть произведение единицы допуска на коэффициент k. Это справедливо и для любого звена размерной цепи:

Т j = kj i j, где k j – число единиц допуска (величина постоянная для одного квалитета);

ij – единица допуска, характеризующая ту часть допуска, которая меняется с изменением размера. Итак, чтобы добиться одинаковых требований к точности изготовления составляющих звеньев, необходимо, чтобы коэффициенты k j были бы одинаковыми у всех звеньев. Просуммируем допуски составляющих звеньев размерной цепи:

m 1 j = T j = k i1 + k i2 + K + k im m, (4.6) j = m 1 j = Tj = k i j Подставим полученную зависимость в формулу (4.2) :

m T = k i j j =, откуда:

k= m 1 j = T. (4.7) Значение характеризует точность, с какой следует получать все составляющие звенья размерной цепи. Рассчитанное по формуле значение k в общем случае не будет соответствовать строго определенному квалитету, поэтому для назначения допусков на соответствующие звенья выбирают ближайшие квалитеты по табл. 4.1.

k i j Таблица 4.1 Квалитет k 5 7 6 10 7 16 8 25 9 40 10 64 11 100 12 160 13 250 14 400 15 640 16 1000 17 Значение единицы допуска i для размеров до 500 мм приведено в табл. 4.2.

Таблица 4. Интервал размеров, мм До 3 Свыше 3 до 6 Свыше 6 до 10 Свыше 10 до 18 Свыше 18 до ij, мкм 0.55 0.73 0.90 1.08 1. Интервал размеров, мм Свыше 30 до 50 Свыше 50 до 80 Свыше 80 до 120 Свыше 120 до 180 Свыше 180 до ij, мкм 1.56 1.86 2.17 2.52 2. Интервал размеров, мм Свыше 250 до 315 Свыше 315 до 400 Свыше 400 до, мкм 3.22 3.54 3. ij Обеспечить заданную точность замыкающего звена можно несколькими методами (ГОСТ 16320-80).

4.4.1. Метод полной взаимозаменяемости Метод, при котором требуется точность замыкающего звена размерной цепи, получается при любом сочетании размеров составляющих звеньев. При этом предполагают, что в размерной цепи одновременно могут оказаться все звенья с предельными значениями, причем в любом из двух наиболее неблагоприятных сочетаний (все увеличивающие звенья с верхними предельными размерами, а уменьшающие с нижними, или наоборот). Такой метод расчета, который учитывает эти неблагоприятные сочетания, называется методом расчета на максимум - минимум.

Пример На рис. П.8.2 изображен фрагмент конструкции, у которой необходимо обеспечить при сборке осевой зазор А = 0,2 между торцом крышки и наружным кольцом подшипника. Осевой зазор необходим для компенсации тепловых деформаций деталей, возникающих во время работы узла.

Требуется назначить допуски и отклонения на составляющие звенья для обеспечения 100% -ной годности собираемых механизмов при любом сочетании размеров составляющих звеньев.

+0, Решение 1. Определение номинальных размеров составляющих звеньев. Номинальные размеры стандартных деталей, например, подшипников качения, находят по соответствующим стандартам. Остальные размеры составляющих звеньев, кроме звена А 9, определяют непосредственно по чертежу узла. Для нахождения номинального размера А 9 воспользуемся зависимостью (4.1) :

А = n Aj j = Aj j = p ;

А = А7 + А 8 + А 9 А1 А 2 А 3 А 4 А 5 А 6 А10 ;

0,2 = 8 + 130 + А 9 19 20 42 20 19 10 10 ;

A 9 = 2,2 мм.

2. Определение средней точности размерной цепи.

По формуле 4.7. найдем значение k :

k= T m 1 j = i j ;

250 k= 19,9 1,31 + 1,31 + 1,56 + 1,31 + 1,31 + 0,9 + 0,9 + 2,52 + 0,55 + 0,9.

Найденное число единиц допуска лежит в пределах стандартных значений k = 16 (7-й квалитет) и k = 25 (8-й квалитет). Отсюда следует, что часть звеньев должна изготавливаться по 7-му квалитету, а часть – по 8-му. При этом следует назначать допуски таким образом, чтобы допуск звена A 9 лежал в пределах между 7-м и 8-м квалитетами либо соответствовал одному из этих квалитетов. Предельные отклонения на составляющие звенья, кроме A 9, рекомендуется назначать на размеры, относящиеся к валам – по h, относящиеся к отверстиям – по H;

на остальные – т.е. симметричные предельные отклонения. Результаты поэтапных расчетов внесены в табл. 4.3. 3. Определение допуска звена A9.

Воспользуемся формулой (4.2) :

m ± IT 2, T = T j j = ;

T9 = 250 = 21 + 21 + 39 + 21 + 21 + 15 + 15 + 63 + T9 + 22 ;

мкм. Таблица 4. Допуск Обозначение Номинальный звена размер, мм, мкм 3 1.31 1.31 1.56 1.31 1.31 0.9 0.9 2.52 0.55 0. ij Обозначение основного отклонения 4 h h h h h Квалитет Т 5 7 7 8 7 7 7 7 8 7...8 8 6 250 21 21 39 21 21 15 15 63 12 Верхнее отклонение В Нижнее отклонение H мкм Середина поля допуска С 9 +125 -10.5 -10.5 -19.5 -10.5 -10.5 0 -7.5 -31.5 +102.5 2 0.2 19 20 42 20 19 10 8 130 2.2 7 +250 0 0 0 0 0 +7.5 0 0 +108.5 + 8 0 -21 -21 -39 -21 -21 -7.5 -15 -63 +96.5 - А А1 А А А А5 А А ± IT h h А8 А А ± IT 4.Определение предельных отклонений звена А 9. Из формулы (4.3) :

В = j = n Вj H j j = p ;

+ 250 = 0 + 0 + В 9 ( 21) ( 21) ( 39 ) ( 21) ( 21) ( 7,5 ) ( 11) В9 = +108.5 мкм Из формулы (4.4) :

H = H j B j j =1 j = n p ;

H 9 = +96,5.

0 = ( 15 ) + ( 63 ) + H 9 ( +7,5 ) ( +11 );

5. Проверка. Чтобы убедиться в правильности проведенных расчетов, воспользуемся зависимостью (4.5) для координат середины полей допусков :

С = j = n Cj C j j = p ;

+125 = ( 7,5 ) + ( 31,5 ) + 102,5 ( 10,5 ) ( 10,5 ) ( 19,5 ) ( 10,5 ) ( 10,5 ) ;

+125 = +125.

Это говорит о правильности проведенных вычислений.

4.4.2. Метод неполной взаимозаменяемости Это метод, при котором требуемая точность замыкающего звена размерной цепи получается не при любых сочетаниях, а при ранее обусловленной части сочетаний размеров составляющих звеньев. Сборка осуществляется без пригонки, регулировки и подбора звеньев. Метод исходит из предположения, что сочетание действительных размеров составляющих звеньев в изделии носит случайный характер, и вероятность того, что все звенья с самыми неблагоприятными сочетаниями окажутся в одном изделии, весьма мала. Такой метод расчета, который учитывает рассеяние размеров и вероятность их различных сочетаний, называется вероятностным методом расчета. Другими словами, метод допускает малый процент изделий, у которых замыкающее звено выйдет за рамки поля допусков. При этом расширяются допуски составляющих цепь размеров, и тем самым снижается себестоимость изготовления деталей. Задачей расчета является назначение допусков на составляющие звенья, соответствующих одинаковой степени точности.

Учитывая случайный характер сочетаний действительных размеров деталей в изделии, воспользуемся уравнением для определения дисперсии суммы независимых случайных величин :

2 m =. Допустим, что погрешность всех звеньев изменяется по закону нормального распределения, а границы рассеяния размеров для составляющих звеньев 6 совпадают с границами полей допусков, тогда :

j = 2 j j Для замыкающего звена допустим, что :

= Tj T 2 t где t - коэффициент риска. Тогда :

=, m T = 2 t Tj 6 j =.

Обозначим через 2 = = j 2 1 :

m T = t 2j T j j =.

(4.8) Формула (4.8) устанавливает связь между допуском на замыкающий размер и допусками на составляющие звенья.

Для того чтобы добиться одинаковой точности составляющих звеньев размерной цепи, воспользуемся известной формулой T j = k j i j и подставим ее в выражение (4.8). Потребуем, чтобы k у всех звеньев были одинаковыми, тогда :

T = t k m 1 j = 2j i 2 j T.

Окончательно получим :

k= t 2j i 2 j.

(4.9) Значение k характеризует точность, с которой следует изготовить все составляющие звенья размерной цепи при заданных условиях. При обработке деталей разброс размеров у них может распределяться и не по закону Гаусса. В этом случае можно также воспользоваться формулой (4.9), только при этом следует поставить другие значения j. Если предполагается, что рассеяние размеров близко, например, к закону Симпсона, то 2 = j. При неизвестном характере рассеяния размеров рекомендуется принимать закон равной 2 = j 1 1 вероятности с.

На основании предельных теорем теории вероятностей, независимо от характера рассеяния размеров составляющих звеньев, разброс размеров замыкающего звена размерной цепи будет близок к закону нормального распределения.

В зависимости от принятого процента риска P, значения t выбирают из ряда, приведенного в табл. 4.4. Таблица 4.4. P,% t 32.00 1.00 10.00 1.65 4.50 2.00 1.00 2.57 0.27 3.00 0.10 3.29 0.01 3. Пример Вероятностный метод расчета рассмотрим на том же узле (см. рис. П.8.2). По техническим требованиям необходимо обеспечить осевой зазор A = 0,2. Требуется назначить допуски и отклонения на составляющие звенья при P = 0.27% и нормальном законе распределения рассеяния размеров составляющих звеньев (процент брака и закон распределения студент выбирает сам).

Решение 1. Определение номинальных размеров составляющих звеньев.

+0, Этот пункт решения задачи полностью соответствует первому пункту при расчете на максимум - минимум. 2. Определение средней точности размерной цепи. Воспользуемся зависимостью (4.9):

k= t T m 1 j = 2j i 2 j ;

k= 250 1 3 (1,312 + 1,312 + 1,56 2 + 1,312 + 1,312 + 0,9 2 + 0,9 2 + 2,52 2 + 0,55 2 + 0,9 2 ) 58,.

Найденное число единиц допуска k лежит ближе к стандартному значению k = 64, что соответствует 10-му квалитету. Допуски на все звенья назначаются по 10-му квалитету. 3. Определение истинного процента брака.

Из формулы (4.8) :

t= T m 1 j = 2j T j ;

t= 1 84 2 + 84 2 + 100 2 + 84 2 + 84 2 + 58 2 + 58 2 + 160 2 + 40 2 + 58 2 ( ) 2., что соответствует 0.693% брака (значения процента брака определяется по табл. П.7.1 приложения).

Полагаем, что такой процент брака нас устраивает. Если же количество брака мы сочли бы чрезмерным, тогда необходимо было допуски на ряд звеньев назначить по 9-му квалитету. Результаты поэтапных расчетов внесены в табл. 4.5.

Таблица 4. Допуск Обозначение звена Номинальный размер, мм, мкм 3 1.31 1.31 1.56 1.31 1.31 0.9 0.9 2.52 0.55 0. ij Обозначение основного отклонения 4 h h h h h Верхнее отклонение Нижнее отклонение Квалитет В Т мкм H Середина поля допуска С 9 +125 -42 -42 -50 -42 -42 0 -29 -80 +16 2 0.2 19 20 42 20 19 10 8 130 2.2 5 10 10 10 10 10 10 10 10 10 6 250 84 84 100 84 84 58 58 160 40 7 +250 0 0 0 0 0 +29 0 0 +36 + 8 0 -84 -84 -100 -84 -84 -29 -58 -160 -4 - А А1 А2 А А А5 А А ± IT h h А8 А А ± IT 4. Определение предельных отклонений звена A9.

Вначале определим координату середины поля допуска звена A 9 по формуле (4.5):

С = j = n Cj C j j = p ;

+ 125 = ( 29 ) + ( 80 ) + C 9 ( 42 ) ( 42 ) ( 50 ) ( 42 ) ( 42 ) ;

С9 = +16 мкм ;

B9 = C 9 + H9 = C T9 ;

2 T9 ;

B 9 = 16 + 40 ;

2 40 ;

В9 = +36 мкм ;

H 9 = 4 мкм.

Н 9 = 4.4.3. Метод пригонки Это метод, при котором требуемая точность замыкающего звена размерной цепи достигается изменением размера компенсирующего звена путем снятия с компенсатора слоя металла. Его суть состоит в том, что допуски на составляющие звенья назначаются по экономически приемлемым квалитетам, например, по 12-14-му квалитетам. Получающийся после этого у замыкающего звена избыток поля рассеяния при сборке устраняют за счет компенсатора. Смысл расчета заключается в определении припуска на пригонку, достаточного для компенсации величины превышения предельных значений замыкающего звена и вместе с тем наименьшего для сокращения объема пригоночных работ. Роль компенсатора обычно выполняет деталь, наиболее доступная при разборке механизма, несложная по конструкции и неточная, например, прокладки, шайбы, проставочные кольца и т.п.

ПРИМЕР Определить размеры заготовки компенсатора А9 для размерной цепи (см. рис. П.8.2).

+0,25 Замыкающее звено должно быть A = 0,2.

Решение 1. Определение номинальных размеров составляющих звеньев.

Этот пункт решения задачи полностью соответствует первому пункту при расчете на максимум - минимум. 2. Выбор и назначение допусков на составляющие звенья. Считаем, что для размеров звеньев экономически приемлемым является 12-й квалитет. Назначаем по этому квалитету допуски на все размеры, кроме допусков на монтажную высоту шариковых радиальных подшипников, которые условно принимаются по табл. П.7.2 приложения, и на звено A 9, которое выбрали в качестве компенсатора. 3. Определение наибольшей величины компенсации. По формуле (4.2) :

m T = T j j = ;

T = 120 + 210 + 250 + 210 + 120 + 150 + 150 + 400 + T9 + 150.

Нетрудно заметить, что сумма допусков составляющих звеньев значительно превосходит допуск Т, т.е. колебание размера замыкающего звена от изделия к изделию значительно увеличится. Наибольшая расчетная компенсация избыточного колебания размера замыкающего звена :

T9 = T 120 210 250 210 120 150 150 400 150 ;

T9 = 250 1760 ;

Т 9 = мкм.

Следовательно, при самом неблагоприятном сочетании размеров надо с компенсатора снять слой материала толщиной 1.51 мм, чтобы замыкающее звено попало в предписанные пределы. Результаты расчетов представлены в табл. 4.6.

4. Определение предельных размеров компенсатора звена A 9. Вначале определим координату середины поля допуска звена A 9 :

С = j = n Cj C j j = p ;

+ 125 = ( 75 ) + ( 200 ) + C 9 ( 60 ) ( 105 ) ( 125 ) ( 105 ) ( 60 ) ;

C 9 = 55 мкм;

min A9 max A = A9 + C = A9 + C 9 + T9 T ;

;

min A9 max A 1.51 = 2.2 + ( 0,055 ) 2;

= 2.2 + ( 0.055 ) + min A9 max A = 1.39 мм;

= 2.9 мм.

1.51 2;

Таблица 4.6 Допус Верхнее Нижнее Середин отклонени отклонени а поля к Номиналь i j, Обозначени е е допуска Обозначени Квалите ный е основного мк В H С е звена т размер, мм м отклонения Т мкм А А 2 0.2 19 20 42 20 19 10 8 130 2.2 3 1.3 1 1.3 1 1.5 6 1.3 1 1.3 1 0.9 0.9 2.5 2 0.5 5 0. ± ± 4 h h h IT 5 12 12 12 12 12 12 6 250 120 210 250 210 120 150 150 400 1510 7 +250 0 0 0 0 0 +75 0 0 + 8 0 -120 -210 -250 -210 -120 -75 -150 -160 - 9 +125 -60 -105 -125 -105 -60 0 -75 -200 -55 А2 А А А5 А А h h IT А А9 = К А 5. Определение размера заготовки компенсатора.

Исполнительный размер заготовки компенсатора определяется его наибольшей величиной, так как в прочих случаях он будет подгоняться.

Для изготовления компенсатора на него надо назначить приемлемый допуск, например, по тому же 12-му квалитету (IT12 = 0.1 мм), но так, чтобы его наименьший размер был не менее 2.9 мм :

заг A9 = A max + ( IT12 ) ;

заг A9 = 2.9 + 0.1 = мм;

заг A9 = 3 0.1.

4.4.4. Метод регулирования с применением неподвижного компенсатора Это метод, при котором требуемая точность замыкающего звена размерной цепи достигается изменением компенсирующего звена без снятия слоя металла. Его суть состоит в том, что избыток поля рассеивания замыкающего звена устраняют путем подбора компенсатора из некоторого количества компенсаторов, заранее изготовленных с различными размерами.

Смысл расчета заключается в определении наименьшего количества компенсаторов в комплекте.

Пример Определить размеры компенсационных прокладок в комплекте для размерной цепи (cм. рис.

+0,25 П.8.2). Замыкающее звено должно быть A = 0,2.

Решение Прежним порядком (cм. метод пригонки) устанавливаем номинальные размеры и назначаем допуски на составляющие звенья размерной цепи. Рассчитываем величину компенсации T9 = 1. мм и наименьший размер компенсатора в комплекте m min A = 1.39 мм.

1. Определение числа ступеней компенсации.

T j j = N min = m T Tk, (4.10) где Тk T j j = – сумма допусков всех составляющих звеньев без допуска на компенсатор;

– допуск на отдельный компенсатор в комплекте. мкм. Принимаем Tk = 40 мкм (10-й квалитет);

120 + 210 + 250 + 210 + 120 + 150 + 150 + 400 + 150 250 40 N min = 8.38.

Допуск на отдельный компенсатор выбирается в пределах : Tk = ( 0,1K0,3 ) T ;

мкм.

Tk = 0.15 250 ;

Tk = 37. Nmin = ;

Число ступеней компенсации следует всегда округлять в большую сторону, так как по формуле (4.10) определяется наименьшее число ступеней. Принимаем: N=9.

2. Величина ступени компенсации.

m T j j = = N ;

мкм.

= 120 + 210 + 250 + 210 + 120 + 150 + 150 + 400 + 150 195.5 3. Размеры компенсаторов в комплекте. Количество компенсаторов в комплекте соответствует числу ступеней компенсации.

min min min K1 = A = 1.39 0.04 ;

+ = 1.59 0.04 ;

+ 2 = 1.78 0.04 ;

+ 3 = 1.98 0.04 ;

+ 4 = 2.17 0.04 ;

+ 5 = 2.37 0.04 ;

+ 6 = 2.56 0.04 ;

+ 7 = 2.76 0.04 ;

+ 8 = 2.95 0.04.

K2 = A K3 = A9 K4 = A min min K5 = A 9 K6 = A 9 K7 = A min min min K8 = A 9 K9 = A min 5. ВЫПОЛНЕНИЕ ЧЕРТЕЖЕЙ ДЕТАЛЕЙ МАШИН 5.1 Общие положения по выполнению чертежей деталей машин 5.1.1 Правила изображения деталей на чертежах Чертеж каждой детали выполняют на листе формата, установленного стандартом, и помещают основную надпись (угловой штамп). •• Деталь изображают на чертеже в положении, при котором наиболее удобно его читать, то есть в положении, в котором деталь устанавливают на станке. В частности, ось детали, представляющей тело вращения (вал, зубчатое колесо, червяк, стакан, втулка и др.), располагают параллельно основной надписи. •• Чертеж детали должен содержать все данные, необходимые для ее изготовления и контроля. •• При выполнении чертежа детали ограничиваются минимальным количеством проекций, видов, разрезов и сечений. На чертежах деталей не допускается помещать технологические указания. В частности, центровые отверстия на чертежах деталей не изображаются и в технических требованиях никаких указаний не приводят, если наличие их конструктивно безразлично. Когда обработка отверстий в деталях под винты, штифты и другие крепежные детали должна производиться при сборке, на чертежах эти отверстия не изображают и никаких указаний в технических требованиях не помещают. Все необходимые данные для обработки таких отверстий располагают на чертеже сборочной единицы.

5.1.2 Рекомендации по рациональной простановке линейных размеров При простановке размеров следует учитывать характер производства, методы формообразования заготовок и технологию изготовления деталей [ 7 ]. Все номинальные размеры, проставляемые на чертежах, можно разделить на три категории. Сопряженные – размеры, принадлежащие одновременно двум сопряженным деталям. Цепные – размеры, образующие сборочные размерные цепи. Свободные – размеры, не вошедшие в сопряженные и цепные. Основной принцип простановки размеров на рабочих чертежах деталей следующий :

• сопряженные и цепные размеры берут из сборочного чертежа и проставляют на рабочих чер-тежах деталей;

• свободные размеры проставляют с учетом последовательности их получения при формооб-разовании деталей и удобства контроля.

Pages:     || 2 |



© 2011 www.dissers.ru - «Бесплатная электронная библиотека»

Материалы этого сайта размещены для ознакомления, все права принадлежат их авторам.
Если Вы не согласны с тем, что Ваш материал размещён на этом сайте, пожалуйста, напишите нам, мы в течении 1-2 рабочих дней удалим его.