Файл: Якушев А.И. Взаимозаменяемость, стандартизация и технические измерения учебник.pdf
ВУЗ: Не указан
Категория: Не указан
Дисциплина: Не указана
Добавлен: 10.04.2024
Просмотров: 350
Скачиваний: 2
посадке |
I l l |
ISO. |
Наименьший зазор |
определен по |
формуле |
na- |
|||||
Днаим = |
Оо |
|
40 мм и Д„аим — 95 |
+ 0,8<7 при d > |
40 мм. |
52с/0'2 при d |
|||||
Расчетный |
зазор |
в теплоходовой посадке, определенный при |
нормальной температуре, должен быть увеличен на А, для ком пенсации температурной деформации деталей соединения при ра боте механизма:
А, = b (ахД<! — а2Аг2) d, |
(89) |
где b = 0,7 -г- 1 — коэффициент, учитывающий влияние |
на ве |
личину зазора конструкции подшипника и |
|
условия охлаждения; |
мате |
ах и а2 — коэффициенты линейного расширения |
|
риала вала и вкладыша подшипника; |
|
Aty и At, — разность между действительной (рабочей) тем пературой вала и вкладыша и нормальной температурой;
d — номинальный диаметр соединения, мм.
При выборе посадок необходимо учитывать отношение I к d: чем оно меньше, тем наименьший зазор должен быть меньше.
Переходные посадки используются в неподвижных разъемных соединениях для центрирования деталей, которые могут периоди чески передвигаться вдоль вала или быть сменными. Эти посадки характеризуются малыми зазорами и натягами, что, как правило, позволяет собирать детали при небольших усилиях (вручную или при помощи молотка). Для гарантии неподвижности одной детали относительно другой они дополнительно крепятся шпон ками, стопорными винтами и другими крепежными средствами.
Сочетание высокой точности центрирования с относительной легкостью сборки и разборки соединения при постоянстве неболь ших усилий возможно лишь при небольших натягах и зазорах. Вследствие этого переходные посадки предусмотрены только в 1 . 2-м и 2а классах, а для размеров менее 1 мм и в 3-м классе точности.
В переходных посадках (см. рис. 79) при сочетании наиболь шего предельного размера вала и наименьшего предельного раз мера отверстия всегда получается наибольший натяг, при сочета нии наибольшего предельного размера отверстия и наименьшего предельного размера вала — наибольший зазор (за исключением глухой посадки 1-го класса). При средних размерах отверстия и вала получается: в глухой и тугой посадках — натяг, в напря женной и плотной — зазор (за исключением напряженной посадки 1-го класса точности).
Выбор переходных посадок определяется требуемыми точно стью центрирования и легкостью сборки и разборки соединения. Точность центрирования определяется величиной Е0 радиального биения втулки на валу (или вала во втулке), возникающего при зазоре и одностороннем смещении вала в отверстии. Погрешности
220
формы и расположения поверхностен сопрягаемых деталей, смя тие неровностей, а также износ деталей при повторных сборках и разборках будут увеличивать радиальное биение. Поэтому для компенсации указанных погрешностей, а также для создания за паса точности необходимо наибольший допустимый зазор в сое динении определять по формуле
Днаиб -- ^ , |
(90) |
где К г — 2 -и 5 — коэффициент запаса точности.
Рис. 84. Кривые ве |
Рис. |
85. К расчету |
вероятности |
полу- |
роятности натягов и |
чения |
соединении с |
натягом в |
посадке |
зазоров в переходных |
|
|
А |
|
посадках 2-го класса |
|
0 00%* |
|
точности (для интер вала диаметров 50—
80мм)
*Степень легкости сборки и разборки соединений с переход ными посадками, так же как и характер этих посадок, опреде ляется вероятностью получения в них зазоров и натягов (рис. 84). Рассмотрим методику подсчета ожидаемого количества соединений
снатягами и зазорами в этих посадках.
Ддно соединение 0 60^- (рис. 85). Натяг может быть в пре
делах от 0 до 30 мкм, а зазор от 0 до 20 мкм. Допуск посадки, равный сумме допусков вала и отверстия^ составляет 50 мкм.
221
Будем считать, что рассеяние размеров отверстия и валов, а также зазоров (натягов) подчиняется закону нормального рас пределения и допуск деталей равен величине ноля рассеяния, т. е. 6 — бст. Учитывая принятые условия, получим
30 |
_ |
20 „ п |
<Vtb= 6 |
= 0 мкм; |
Овала = fi = 0,0 МКМ. |
Среднее квадратическое отклонение суммарной совокупности
определяется по формуле |
|
Опое — ~VОотв“Ь Овала- |
(91) |
Для нашего примера |
|
Опое ^ \ Оотц -j- Овала = I7 б2-р 3,3“ я» 6 МКМ. |
|
При средних значениях размеров отверстия и вала получается натяг 5 мкм (см. рис. 85). Заштрихованная площадь характеризует вероятность получения соединений, с натягом. Вычислим вероят ность значений натяга в пределах от 0 до 5 мкм, т. о. найдем пло щадь, ограниченную линией симметрии кривой и ординатой, расположенной на расстоянии 5 мкм от линии симметрии.
Для нашего случая х = 5 мкм, a z = -^—= |
•)!-- 0,83. Поль- |
Опос |
о |
зуясь таблицей значений функций Ф (г) (см. приложение 2), находим, что вероятность натяга в пределах от 0 до 5 мкм состав ляет Ф (z) = 0,2967. Вероятность получения натягов в соедине нии 0,5 + 0,2967 -- 0,7967, или 79,67%. Вероятность получения зазоров (незаштрихованиая площадь иод кривой распределения) 1 — 0,7967 — 0,2033, или 20,33%. Величины натяга — 5 — Зст —
— —23 мкм и зазора —5 + За — +13 мкм будут практически предельными зазором и натягом. Такой расчет является прибли женным, так как он не учитывает возможности смещения центра группирования относительно середины поля допуска вследствие систематических погрешностей.
При выборе переходных посадок необходимо учитывать опыт применения этих посадок в проверенных длительной работой ана логичных машинах, работающих в тех же условиях, что и проек тируемый узел. При высоких требованиях к точности центриро вания, а также при больших, особенно ударных нагрузках и вибрациях назначают посадки с большим средним натягом, т. е. глухую или тугую. Чем чаще требуется разборка (сборка) узла, чем она менее удобна и чем больше опасность повреждения других деталей соединения (особенно подшипников качения), тем с мень шим натягом следует выбирать переходные посадки, т. е. приме нять напряженную или плотную посадку. При уменьшении l/d зазор в соединения может быть уменьшен.
Соотношение наибольшего натяга в глухой, тугой, напряжен ной и плотной посадках составляет примерно 4 : 3 : 2 : 1.
222
I лухие погадки 1 ; ^ и 'J2~ на, нсо\' переходных характери
зуются наибольшими средними натягами. ,')ти посадки назначают в соединениях при передаче значительных усилий, наличии уда ров и виораций, а также для тонкостенных втулок, не позволяю щих применять крепежные детали. Соединения собирают при по мощи пресса. Глухие посадки назначают преимущественно для сое динений, разбираемых только при капитальном ремонте изделия.
... |
At А Л ,а |
создают меньшие средние натяги, |
1 угие посадки |
т и ~ ~ |
чем глухие, однако разъем соединений все же осуществляется со значительными усилиями. Поэтому такие посадки назначают при значительных статических или небольших динамических нагруз ках, когда разборка — сборка соединения производится редко. При длине сопряжения, превышающей 1,5 диаметра, тугая по садка может заменить глухую. Поле допуска Т не предпочти
тельно, поэтому посадку |
^ |
следует |
заменять |
посадками |
А |
А |
|
I |
и w |
||||||
|
П-23 |
|
|
|
|
гг |
|
ИЛИ |
|
|
|
|
|
|
|
Г ■ |
|
|
|
|
|
|
|
Напряженные посадки |
^ |
^ и |
создают |
средние натяги, |
близкие к нулю; это упрощает процессы сборки и разборки (кото рые производятся вручную или при помощи деревянного молотка) и обеспечивает хорошее центрирование. Поэтому такие посадки назначают чаще других переходных посадок (например, для по садки на шпонках шкивов, зубчатых колес, муфт).
г г |
Л, |
Л |
Ао'Л |
Плотные посадки |
■• |
и - - - дают в соединении преимущест- |
|
|
11у |
и |
и.,а |
венно зазор и применяются для деталей часто разбираемых узлов, а также в тех случаях, когда сборка затруднена. При повышенных требованиях к точности центрирования эти посадки следует за менять напряженными.
Посадки е натягом предназначены для получения неподвиж ных неразъемных соединений без дополнительного крепления деталей, хотя иногда и в этом случае используются шпоночные, штифтовые и другие средства крепления, например маховик на коническом конце коленчатого вала двигателя. Относительная неподвижность деталей обеспечивается за счет сил сцепления (трения), возникающих на контактирующих поверхностях вслед ствие их деформации, создаваемой натягом при сборке соедине ния. Благодаря надежности и простоте конструкции деталей и сборки соединений эти посадки применяют во всех отраслях ма шиностроения, например, при сборке осей с колесами на железно дорожном транспорте, венцов со ступицами червячных колес, втулок с валами, составных коленчатых валов, вкладышей под шипников скольжения с корпусами и т. д.
Надежность посадок с натягом зависит от механических свойств материалов соединяемых деталей, шероховатости и погрешностей
223
формы их поверхностей, конструктивных п технологических факторов, величины натяга, условий эксплуатации и т. д. Многие из указанных факторов трудно нормализовать, и они не могут быть учтены при расчете. Поэтому рекомендуется в ответственных случаях выбранную посадку проверять экспериментально. Посадка считается годной, если при наименьшем натяге гарантируется неподвижность соединения, а при наибольшем — прочность сое диняемых деталей. При этих условиях соединение будет переда вать заданный крутящий момент или осевую силу, а детали будут выдерживать без разрушения напряжения, вызванные натягом и другими факторами.
Рис. 86. Эскизы к расчету посадок с натягом
Расчет и выбор посадок с натягом. Рассмотрим общий случай расчета посадок с натягом, когда соединение состоит из полого вала и втулки (рис. 86, а). Разность между диаметром вала и внутренним диаметром втулки до сборки определяет величину натяга А. При запрессовке деталей произойдет растяжение втулки на величину Ад и одновременно сжатие вала на величину Ав, причем А = Ад + Ав. Из задачи определения напряжений и пере мещений в толстостенных полых цилиндрах (задача Ламэ) известны зависимости
Сд |
Св |
|
Яа ’ |
It |
|
= Р ~ Г |
|
|
Сложив почленно эти равенства, получаем |
|
|
Да |
|
|
d |
|
|
откуда |
|
|
А = pd |
Св |
(92) |
|
Е |
|
224