Расшифровка обозначений допусков и посадок
Пример краткого описания
Состава и работы изделия
Исходными материалами для выполнения курсовой работы являются чертёж или фрагмент сборочной единицы и номер варианта, выданные руководителем во время установочных занятий. По согласованию с руководителем чертёж может быть предложен и студентом с учётом места его основной работы.
В рассматриваемом узле редуктора (рис.4.1) гладкими цилиндрическими сопряжениями являются соединения: вал поз.3 с распорной втулкой поз.9; колесо зубчатое поз.7 с валом поз.3; кольцо внутреннее подшипника поз.1, 10 с цапфой вала поз.3; кольцо наружное подшипника поз.1, 10 с корпусом поз.6; крышки поз.2, 11 с корпусом поз.6.
Рис. 4.1. Эскиз редуктора
Вращающий момент с зубчатого колеса поз.7 на вал поз.3 передается с помощью призматической шпонки 8 (исполнение1). Вал поз.3 вращается относительно корпуса поз.6 при помощи подшипников качения поз.1, 10. Вращение от вала поз.3 к зубчатому колесу поз.12 передается с помощью шлицевого соединения, для предотвращения осевого перемещения зубчатого колеса поз.12 вдоль вала поз.3 использованы гайка поз.13 со стопорной шайбой поз.14.
Выбор следует начать с размеров подшипника качения, номер которого определяется из чертежа узла и записан руководителем в задании на курсовую работу. Например, в заданном узле редуктора применён подшипник 306 (поз.1, 10). Данный подшипник относится к относится к шариковым радиальным однорядным открытым средней серии диаметров (3) узкой серии ширин со следующими размерами:
· номинальный диаметр отверстия внутреннего кольца подшипника d = 30 мм;
· номинальный диаметр наружной цилиндрической поверхности наружного кольца D = 72 мм;
· номинальная ширина подшипника B = 19 мм;
· номинальная высота монтажной фаски r = 2 мм.
Диаметр заплечика принимают по ГОСТ 20226-82 ,,Подшипники качения. Заплечики для установки подшипников качения”, где рекомендуется для подшипника 306 принять d = (36…39) мм. По ряду Rа 40 ГОСТ 6636-69 принимаем d = 38 мм. По рядам Rа 5 … Rа 40 устанавливаем:
· сопряжение зубчатого колеса поз.7 с валом поз.3 d0 = 34 мм;
· сопряжение распорной втулки поз.9 с валом поз.3 d0 = 32 мм;
· в месте установки манжеты – номинальный диаметр вала d0=25 мм;
· наружный диаметр шлицевого соединения – 20 мм.
При выборе посадок следует руководствоваться требованиями межгосударственного стандарта ГОСТ 25347-82 «Единая система допусков и посадок. Поля допусков и рекомендуемые посадки», который устанавливает предпочтительные посадки для первоочередного применения. В технически обоснованных случаях допускается применение других посадок, образованных полями допусков отверстий и валов, приведённых в ГОСТ 25346-89 «Единая система допусков и посадок. Общие положения, ряды допусков и основных отклонений».
ВЫБОР И ОБОСНОВАНИЕ НОМИНАЛЬНЫХ
ЛИНЕЙНЫХ РАЗМЕРОВ
Задание
Исходя из заданных условий, выбрать и обосновать все номинальные линейные размеры.
Методические указания
Размеры детали во многом определяют ее функциональность. Изготовление детали с размерами "на глаз" не гарантирует ни ее собираемость с другими деталями, ни ее правильную работу. Поэтому первичными для обеспечении взаимозаменяемости являются размеры, то есть числовые значения линейной величины в выбранных единицах измерения (ГОСТ 25346-89), точность изготовления которых должна обеспечить степень соответствия размеров реальной детали с проектной, заданной конструктором посредством чертежа и технических требований
При выборе и назначении линейных размеров следует руководствоваться ГОСТ 6636-69 «Нормальные линейные размеры», отдавая предпочтение ряду Ra40. В Приложении 2.1 приведены числовые значения нормальных линейных размеров
2.3. Пример назначения номинальных линейных размеров
На рисунке 2.1 приведен эскиз фрагмента чертежа узла
Рисунок 2.1 Эскиз фрагмента чертежа узла
Исходными данными при выполнении курсовой работы являются:
Подшипник качения - условное обозначение подшипника качения - 411 ГОСТ 8338-75; интенсивность нагружения подшипника (Р/С) – 0,18; и соответствующий ей режим работы – тяжелый (Т)
Зубчатое соединение: модуль (m);числа зубьев Z1 и Z2 (зубчатое колесо сопрягаемое с колесом 1);вид передачи (реверсивная или нереверсивная); назначение передачи (силовая, кинематическая).
Заданный узел является редуктором, предназначенным для изменения угловых скоростей и крутящих моментов, в котором используется прямозубая цилиндрическая передача
На валу 1 располагаются зубчатые колеса 2 и 3. Для передачи крутящего момента применяются призматические шпонки и шлицы.
Выбор и назначение номинальных линейных размеров начнем с размеров подшипника качения, который своей внутренней поверхностью сопрягается с валом, а наружной – с отверстием корпусной детали и, которые указаны в номере подшипника качения - подшипник 411 ГОСТ 8338-75.
Основные размеры подшипника определяем по ГОСТ 8338-75: внутреннее кольцо подшипника dп = 55 мм (отверстие) определяет и диаметр сопрягаемого с ним вала d, наружное кольцо подшипника Dп = 140 мм (вал) определяет и диаметр сопрягаемого с ним отверстия D = 140 мм; ширина колец В=33мм.
Выберем и назначим все диаметральные размеры ступенчатого вала. При назначении диаметральных размеров исходим из неизменности формы вала, приведенного на рис.2.1.
Посадочный диаметр под зубчатое колесо 3 назначаем по ряду Ra40 - do = 60 мм.
Получившийся заплечик равный 2,5 мм достаточен для распора втулкой зубчатого колеса и подшипников качения т.е. предотвращения их взаимного осевого смещения.
Заплечик вала со стороны шлицевого вала должен быть на 1,5-3 мм больше наружного диаметра прямобочного шлицевого вала: выбираем прямобочный шлицевый вал, у которого наружный диаметр равен 50 мм. Таким образом, величина заплечика равна 2,5 мм. (шлицевое соединение средней серии ГОСТ 1139–80 ZÎdÎD=8Î46Î50).
В свою очередь наружный диаметр резьбы должен быть меньше внутреннего диаметра шлицевого вала более чем на 0,5 мм, чтобы обеспечить свободный выход инструмента при обработке шлицевого вала. Выбираем метрическую резьбу М42, у которой наружный диаметр равен 42 мм, а, следовательно, заплечик равен 2 мм, что вполне достаточно для выхода инструмента и упора шайбы.
Выберем и назначим линейные размеры распорных втулок. Внутренний диаметр втулки равен диаметру внутреннего кольца подшипника качения, т.е. 55 мм. Наружный диаметр втулки в месте касания ее с подшипником качения определяется по ГОСТ 20226-82 «Подшипники качения. Заплечики для установки подшипников качения», в котором рекомендовано для подшипника 411 ГОСТ8338-75 принять наружный диаметр втулки в пределах da = 68…71 мм. Назначаем наружный диаметр распорной втулки равным 71 мм (Ra40).
Расстояние между стенкой корпуса и зубчатым колесом, а, следовательно, и длина распорной втулки, должны выбираться из конструкции узла и условий сборки. При радиальной сборке вал собирается вне редуктора и уже собранным помещается в редуктор. В этом случае, если нет других ограничений, расстояние может быть быть и 5 мм. Но, если осуществляется осевая сборка, то расстояние между стенкой редуктора и зубчатым колесом должно быть увеличено, чтобы поместить пальцы руки, которые бы удерживали зубчатое колесо при сборке. Это примерно 20…30 мм на сторону. Если же зубчатое колесо небольших размеров, то его можно охватить сверху. В этом случае расстояние между зубчатым колесом и стенкой редуктора может быть равной 5 мм и более на одну сторону. Для нашего примера считаем, что сборка осевая, зубчатое колесо относительно тяжелое, для размещения пальцев при сборке необходимо расстояние между стенкой и зубчатым колесом не менее 20 мм назначаем размер втулки равный 25 мм (Ra10).
Длина меньшего уступа должна быть на 0,5…2 мм больше суммы длины втулки и ширины подшипника качения, т.е. 58 мм, чтобы обеспечить надежный распор между подшипником качения и зубчатым колесом. Назначаем ее равной 60 мм (Ra40).
Длина большего уступа складывается из длины втулки (25 мм), ширины подшипника качения (33 мм), зазора для компенсации температурных деформаций (1,0…1,5 мм), высоты подшипниковой крышки (23 мм, ГОСТ 11641-73), толщины шайбы (2,5 мм – ГОСТ 11371-78), высоты головки болта (12мм – ГОСТ 5915-70), расстояния между болтом и зубчатым колесом (5…8 мм). Назначаем длину большей ступени равной 100 мм (Ra40).
Длина уступа, на котором нарезана резьба, складывается из толщины шайбы, и высот двух гаек и некоторого запаса в 3…5 мм. Назначаем длину уступа с резьбой равной 25 мм (Ra10).
Ширину венца зубчатого колеса 2 назначим равной 60 мм (Ra40)., определив из условия: L = (1,0…1,2)d, где d – диаметр вала, сопрягаемый с зубчатым колесом 2. Для уверенного прижима зубчатого колеса 2 и шайбы делаем длину уступа, где нарезана резьба, на 1…2 мм меньше ширины венца зубчатого колеса 2. Назначаем длину уступа равным 58 мм (Ra40).
Ширину венца зубчатого колеса 3 назначим равной 71 мм (Ra20), определив из условия: L = (1,0…1,2)d, где d – диаметр вала, сопрягаемый с зубчатым колесом 3.
Ширину вала под зубчатым колесом 3 назначим, равной 68 мм (Ra40)., чтобы обеспечить надежный распор от осевых перемещений зубчатого колеса 3.
В месте установки уплотнения, на выходном конце вала, принимаем диаметр вала равным d = 55 мм. В качестве уплотнения, полагая скорость вала до 5 м/с, принимаем сальниковое войлочное кольцо из тонкошерстного войлока по ГОСТ 11641–73. Торцевую крышку принимаем по ГОСТ 18511–73.
На рис.2.2 приведен эскиз узла с размерными цепочками, которые дают возможность, при выполнении рабочего чертежа вала, назначить все линейные и диаметральные размеры. На рис. 2.3 приведен эскиз вала с назначенными линейными, в том числе и диаметральными, размерами.
ВЫБОР ПОСАДОК ПО АНАЛОГИИ
Посадки с нулевым гарантированным зазором типа Н/h («скольжения») применяют в тех случаях, когда необходимо обеспечить относительное продольное перемещение деталей или поворот их относительно друг друга с небольшой скоростью, например при установочных или регулировочных перемещениях. При сравнительно низких требованиях к точности можно использовать посадку Н11/h11, при высоких – Н8/h7 или Н7/h6.
Посадки с наименьшим гарантированным зазором («движения») используют для обеспечения точного вращения деталей с небольшой скоростью – это посадки типа Н/g или G/h. В опорах скольжения, работающих при средних скоростях применяют посадки с несколько большим гарантированным зазором, например, Н7/f7 или H8/f8.
При сравнительно невысоких требованиях к точности вращения в сопряжении; для разъемных неподвижных соединений низкой точности при наличии требования легкой сборки и разборки, а также для направляющих скольжения, обеспечивающих свободное перемещение деталей («ходовые» и «широкоходовые»), можно использовать посадки типа Н7/е8, Н8/е8, а также более грубые, такие как Е9/h8, Н8/d9, Н9/d9 и даже Н11/d11.
Все посадки с гарантированными натягами используют для передачи крутящих моментов или осевых сил, либо для неразъемных соединений деталей, которые должны препятствовать относительному перемещению соединяемых деталей под действием моментов или осевых сил.
В справочных материалах по выбору посадок с натягом обычно рекомендуемые посадки подразделяют на "легкопрессовые", "среднепрессовые", "тяжелые прессовые" и "усиленные прессовые". К посадкам с минимальным гарантированным натягом ("легкопрессовым") относят посадки типа Н7/р6, Н7/r6, P7/h6 и ряд других. Их используют в соединениях, передающих без дополнительного крепления крутящий момент, который не превышает 1/4 предельного крутящего момента (наибольшего момента, передаваемого соответствующим валом).
Посадки с умеренным гарантированным натягом ("среднепрессовые") обеспечивают наименьшее значение относительного натяга (отношение натяга в сопряжении к номинальному диаметру сопряжения) до 0,5 мкм/мм. Такие посадки применяют в соединениях, передающих без дополнительного крепления крутящий момент до 1/2 предельного значения. К среднепрессовым посадкам относят Н7/s6, Н7/s7, S7/h6 и ряд других.
Посадки с большим гарантированным натягом ("тяжелые прессовые") дают наименьший относительный гарантированный натяг до 1 мкм/мм и при достаточной площади сопрягаемых поверхностей образуют соединения, равнопрочные валу. К посадкам с большими гарантированными натягами относят сопряжения типа Н7/t6, Н7/u7, Т7/h6 и т.д.
Посадки с наибольшими гарантированными натягами ("усиленные прессовые", обеспечивающие относительные натяги более 1 мкм/мм) дают равнопрочные валу соединения. Для таких посадок используют сочетания полей допусков типа Н8/x8 и Н8/z8.
Переходные посадки как правило применяют для центрирования сопрягаемых деталей. Иногда для этих целей применяют посадки с нулевым гарантированным зазором (типа Н/h), однако в таких сопряжениях максимальный зазор может оказаться слишком большим. Уменьшить максимальные зазоры можно за счет ужесточения допусков (вариант экономически невыгодный), или за счет сближения дальних отклонений при сохранении значений допусков. В этом случае поля допусков начинают перекрываться, появляется вероятность получения при сборке посадок с натягом. Вероятность появления натягов тем больше, чем выше по отношению к полю допуска отверстия расположено поле допуска вала. Одновременно растут предельные значения максимальных натягов, повышается точность центрирования деталей, но утяжеляются условия их сборки.
Переходные посадки можно распределить на три группы: посадки с преимущественными зазорами ("плотные"), посадки с примерно равной вероятностью зазоров и натягов ("напряженные"), а также посадки с преимущественными натягами ("глухие").
"Плотные" посадки обеспечивают довольно высокую точность центрирования на валах зубчатых колес, шкивов, полумуфт и т.д. Типы посадок с преимущественными зазорами: Н7/js6, Н8/js7, Js7/h6 и др. Как правило детали таких сопряжений собираются без применения слесарного инструмента.
"Напряженные" посадки образуются при использовании сочетаний полей допусков с большей степенью перекрытия, например Н7/k6, Н8/k7, К7/h6 и т.д. Они обеспечивают высокую точность центрирования деталей и могут использоваться в условиях вибрационных или динамических нагрузок. Для сборки и разборки таких соединений необходимо применение слесарного инструмента.
"Глухие" посадки практически всегда обеспечивают натяги в сопряжениях и для их сборки может использоваться пресс. Это посадки Н7/n6, N6/h5, N7/h6 и т.д. Область применения таких посадок – соединения, в которых не допускаются зазоры как возможные причины мертвых ходов, а также ударов и других нежелательных динамических явлений.
Условные названия посадок заимствованы из системы допусков и посадок ОСТ в которой были стандартизованы посадки и их наименования. В Единой системе допусков и посадок стандартизованы только поля допусков. Любые посадки образованные с применением стандартных полей допусков являются стандартными, но рекомендуемые посадки образуются только в системах основного отверстия или основного вала. Однако стандартных наименований эти посадки не имеют.
Расшифровка обозначений допусков и посадок
В представленной ниже конструкции редуктора (рисунок 6.7) втулки 6, запрессованные в корпус 1 и крышку 5, должны оставаться неподвижными при вращении вала 2 и удерживать вал от осевого смещения. Осевые силы могут возникнуть, например, из-за воздействия веса вала 2 при вертикальном положении его оси. Не исключается также возможность применения косозубой передачи, в которой всегда возникает осевая сила.
Рассмотрим расшифровку обозначений допусков и посадок на примере этого редуктора. Вал с зубчатым колесом, которое крепится к нему штифтом, установлен в опорах скольжения (втулках) 6, которые сопрягаются наружными посадочными поверхностями с отверстиями в корпусе и крышке. Гладкая распорная втулка на валу предотвращает его осевое перемещение направо. Взаимное расположение корпуса и крышки определяется двумя установочными штифтами. На чертеже обозначены посадки, которые следует расшифровать.
Посадка шейки вала во втулку Æ20 Н7/g6. Предпочтительная посадка в системе основного отверстия, обеспечивающая зазор в сопряжении в системе вал-опора (подшипник скольжения). Номинальный диаметр отверстия и вала 20 мм. Посадка с неравноточными допусками, Поле допуска отверстия – Н7, основное отклонение H = 0, квалитет седьмой. Поле допуска вала – g6, основное отклонение (верхнее) g отрицательное, квалитет шестой.
Посадки такого типа называют посадками с минимальным гарантированным зазором. Они применяются для опор скольжения при нормальных требованиях к точности и средних скоростях скольжения. Конкретные числовые значения допусков и отклонений можно найти в стандартах. В данном случае значения допусков TD = 21 мкм и Td = 13 мкм. Предельные отклонения отверстия: EI=0, ES = +21 мкм; вала: es = – 7 мкм; ei = – 20 мкм.
Варианты обозначения этой посадки на чертежах:
| Æ20 Н7/g6; | +0,021 Æ20 ----- ; -0,007 -0,020 | H7 (+0,021) Æ20 -------------- . g7 (-0,007) (-0,020) |
В первом варианте поля допусков обозначены буквенно-цифровыми символами, во втором – числовыми значениями предельных отклонений в миллиметрах (верхнее отклонение пишут сверху, нижнее – снизу, отклонение, равное нулю не проставляют, но оставляют свободное место). Третий вариант включает в себя оба предыдущих, значения отклонений при этом указывают в скобках. Последнее обозначение включает наиболее полную информацию о сопряжении.
Посадка втулки в корпус (крышку) Æ25 Н7/р6 – предпочтительная посадка с натягом в системе основного отверстия. Поля допусков отверстия и вала неравноточные (отверстие седьмого квалитета, вал – шестого). Предельные отклонения отверстия EI = 0; ES = 21 мкм, отклонения вала ei = 22 мкм, es = 35 мкм, варианты обозначений посадки:
| Æ25 Н7/p6; | +0,021 Æ25 -----; +0,035 +0,022 | H7 (+0,021) Æ25 -------------- . p6 (+0,035) (+0,022) |
Посадка зубчатого колеса на вал Æ20P7/g6 обусловлена необходимостью сохранения одного поля допуска на всей правой части вала и в значительной мере определяется уже выбранной посадкой вала в подшипниковую втулку (Æ20 Н7/g6), запрессованную в крышку. В результате она не относится к посадкам ни в системе основного отверстия, ни в системе основного вала, а поэтому и не является рекомендуемой посадкой, хотя образована с использованием предпочтительных полей допусков отверстия и вала. Поле допуска отверстия Р7 ниже нулевой линии (верхнее отклонение – 0,014 мм, нижнее отклонение – 0,035 мм) и вала также ниже нулевой линии (верхнее отклонение – 0, 007 мм, нижнее отклонение – 0, 020 мм). Поля допусков частично перекрывают друг друга, в результате образуется переходная посадка. Для более наглядной оценки посадки полезно построить схему расположения полей допусков (рисунок 6.8).
В соответствии со схемой мы имеем переходную посадку с преимущественными натягами в соединении. Вероятность зазоров можно рассчитать обычным путем, основываясь на традиционно принимаемых допущениях о нормальном случайном распределении размеров реальных валов и отверстий, а также зазоров (натягов) в сопряжении. Среднее значение натяга в партии сопряжений, исходя из допущения о совпадении центров группирования размеров с координатами середин полей допусков, составляет 11 мкм.
Поскольку переходная посадка даже с преимущественными натягами в соединении не может обеспечить передачу крутящего момента в соединении вала с зубчатым колесом, использован дополнительный конструктивный элемент – штифт, фиксирующий колесо на валу в осевом и тангенциальном направлениях.
Посадки штифта в отверстие вала и в два отверстия ступицы зубчатого колеса Æ4N7/h8. Посадки переходные, приняты одинаковыми, что позволяет выполнить окончательную обработку отверстий вала и ступицы колеса в собранном виде. Посадка N7/h8 образована с использованием предпочтительных полей допусков отверстия и вала, относится к системе основного вала, но рекомендуемой не является. Поля допусков отверстия и вала неравноточные, причем допуск отверстия на один квалитет точнее допуска вала (стандартного штифта). Посадка переходная и при значительной длине сопряжения практически всегда дает натяги, поскольку на характере конкретного сопряжения будут сказываться погрешности формы и расположения сопрягаемых поверхностей. Хотя формально отверстие в ступице зубчатого колеса можно рассматривать как одно, фактически образуются две однотипных посадки штифта в два номинально соосных штифтовых отверстия в ступице.
Для посадки распорной втулки на вал (Æ20A11/g6) выбрано наиболее удаленное от нулевой линии грубое поле допуска отверстия, которое обеспечивает значительные зазоры в сопряжении и не требует высокой точности обработки внутренней поверхности втулки.
В штифтовых соединениях, обеспечивающих точность взаимного расположения корпуса и крышки, использованы посадки установочных штифтов в системе неосновного вала. Посадка штифта в корпус Æ4 K7/m6 обеспечивает гарантированный натяг (отклонения отверстия + 0,003 мм и – 0,009 мм, отклонения вала + 0,012 мм и + 0,004 мм), а посадка штифта в корпус Æ4 F8/m6 – переходная (отклонения отверстия + 0,020 мм и + 0,006 мм) с преимущественными зазорами.
Проставленные посадки не являются единственно возможными и могут быть заменены другими, обеспечивающими нормальное функционирование сопряжений. (Желающие могут самостоятельно проанализировать несколько иной вариант назначения посадок, представленный в конце файла). Однако при данной конструкции посадки правой части вала, а также штифтовые посадки могут быть решены только в системе вала, хотя только в одном случае использованы посадки в системе основного вала.